JP2014234874A - Crankshaft - Google Patents
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Abstract
Description
本発明は、内燃機関に備えられるクランクシャフトに関する。 The present invention relates to a crankshaft provided in an internal combustion engine.
従来、内燃機関に備えられるクランクシャフトに関する技術文献として、特開昭62−75118号公報が知られている。この公報には、クランクジャーナルに接続されたクランクアームと、該クランクアームの端面に突設されるクランクピンと、を備え、クランクアームの端面とクランクピンの外周面の間の環状フィレット部の凹曲面を、クランクアーム側の第1曲面とクランクピン側の第2曲面により構成したものが記載されている。 Conventionally, Japanese Patent Laid-Open No. 62-75118 is known as a technical document related to a crankshaft provided in an internal combustion engine. This publication includes a crank arm connected to a crank journal, and a crank pin protruding from an end surface of the crank arm, and a concave curved surface of an annular fillet portion between the end surface of the crank arm and the outer peripheral surface of the crank pin. Is composed of a first curved surface on the crank arm side and a second curved surface on the crank pin side.
ところで、内燃機関において燃費改善のために筒内圧の高圧化を図る場合やフリクション低減のためクランクピン径の細軸化を図る場合、クランクシャフトが強度不足となるおそれがある。 By the way, when increasing the in-cylinder pressure to improve fuel efficiency in an internal combustion engine or reducing the crankpin diameter to reduce friction, the crankshaft may have insufficient strength.
対策としては、クランクピンフィレット部の曲率Rを大きくすることにより応力低減(疲労強度向上)を図ることができるが、クランクピンと連結するコネクティングロッドのメタル幅を狭くする必要があり、高筒内圧時にメタル面圧が高くなり焼付きや摩耗量の増大などの不具合の要因になる。これを回避するためにはクランクピンを長くする必要があるが、そうするとクランクシャフトの全長が長くなり、エンジンの前後幅も長くなってしまう。 As a countermeasure, stress can be reduced (fatigue strength improved) by increasing the curvature R of the crankpin fillet, but the metal width of the connecting rod connected to the crankpin needs to be reduced. The metal surface pressure becomes higher, which causes problems such as seizure and increased wear. In order to avoid this, it is necessary to lengthen the crankpin. However, if this is done, the overall length of the crankshaft becomes longer and the longitudinal width of the engine also becomes longer.
このクランクシャフトの全長を抑えるためにクランクアームの幅を小さくすることも考えられるが、この場合には再び強度不足を招くおそれがある。また、クランクアームにバランスウェイトを付けている場合には、クランクアームの狭幅化により回転バランスが取りにくくなるという問題もある。クランクピン及びクランクジャーナルの大径化も応力低減に有効だが、これもエンジンの大型化を招く上にフリクションロスが増大する結果となる。 In order to suppress the overall length of the crankshaft, it is conceivable to reduce the width of the crank arm. However, in this case, there is a possibility that the strength is insufficient again. In addition, when a balance weight is attached to the crank arm, there is a problem that it becomes difficult to balance the rotation due to the narrow width of the crank arm. Increasing the diameter of the crankpin and crank journal is also effective in reducing stress, but this also results in an increase in the size of the engine and an increase in friction loss.
形状を伴わない対策としては、高強度材の採用、研削時の送り速度低減などがあるが、これらはコスト増を伴う。なお、研削時の送り速度低減は、加工時の熱によりクランクシャフトの圧縮残留応力が開放されることを抑制する対策である。しかしながら、研削時の送り速度を遅くすると、製品の製造効率が低下するため、一定時間で多数の製品を製造しなければならない場合には、加工ラインを増やすなどの設備投資が必要となりコスト増を招く。 Measures that do not involve shapes include the use of high-strength materials and the reduction of feed speed during grinding, but these increase costs. The feed rate reduction during grinding is a measure that suppresses the release of the compressive residual stress of the crankshaft due to heat during processing. However, if the feed rate during grinding is slowed down, the production efficiency of the product decreases, so if a large number of products must be manufactured in a certain period of time, capital investment such as increasing the processing line is required, which increases costs. Invite.
そこで、本発明は、低コスト化及びエンジン小型化に有利であり、疲労強度を向上させることができるクランクシャフトを提供することを目的とする。 Accordingly, an object of the present invention is to provide a crankshaft that is advantageous for cost reduction and engine size reduction and can improve fatigue strength.
上記課題を解決するため、本発明は、内燃機関に備えられるクランクシャフトであって、クランクアームからクランクピンにかけて形成されるクランクピンフィレット部を有し、クランクピンフィレット部の外周面は、第1の曲率R1からなるクランクピン側の第1凹曲面と、第2の曲率R2からなるクランクアーム側の第2凹曲面と、から構成され、第1の曲率R1、第2の曲率R2、及びクランクピンの延在方向におけるクランクピンフィレット部の長さLは、次の式(1),(2)又は式(3),(4)又は式(5),(6)の何れかを満たすことを特徴とする。
0.1≦R1/L≦0.25・・・(1)
1.13≦R2/L≦1.18・・・(2)
0.25<R1/L≦0.65・・・(3)
1.14≦R2/L≦1.23・・・(4)
0.65<R1/L≦0.75・・・(5)
1.11≦R2/L≦1.2・・・(6)
In order to solve the above problems, the present invention is a crankshaft provided in an internal combustion engine, having a crankpin fillet portion formed from a crank arm to a crankpin, and the outer peripheral surface of the crankpin fillet portion is a first one. A first concave curved surface on the crankpin side composed of the first curvature R1 and a second concave curved surface on the crank arm side composed of the second curvature R2, and the first curvature R1, the second curvature R2, and the crank The length L of the crank pin fillet portion in the pin extending direction satisfies either of the following formulas (1), (2) or formulas (3), (4) or formulas (5), (6). It is characterized by.
0.1 ≦ R1 / L ≦ 0.25 (1)
1.13 ≦ R2 / L ≦ 1.18 (2)
0.25 <R1 / L ≦ 0.65 (3)
1.14 ≦ R2 / L ≦ 1.23 (4)
0.65 <R1 / L ≦ 0.75 (5)
1.11 ≦ R2 / L ≦ 1.2 (6)
本発明に係るクランクシャフトによれば、クランクピンフィレット部の外周面がクランクピン側の第1凹曲面とクランクアーム側の第2凹曲面とから構成され、応力集中の起こりやすいクランクアーム側に曲率のより大きい第2凹曲面が形成されるので、第2凹曲面において応力集中を緩和することができる。また、このクランクシャフトによれば、曲率R1、曲率R2、及びクランクピンの延在方向におけるクランクピンフィレット部の長さLが式(1),(2)又は式(3),(4)又は式(5),(6)の何れかを満たすので、曲率一定の場合と比べて効果的な応力緩和を実現することができ、クランクシャフトの疲労強度を向上させることができる。しかも、このクランクシャフトによれば、大径化や全長を長くすることなく疲労強度の向上を達成できるので、低コスト化及びエンジンの小型化に有利である。 According to the crankshaft of the present invention, the outer peripheral surface of the crankpin fillet portion is composed of the first concave curved surface on the crankpin side and the second concave curved surface on the crank arm side, and the curvature is increased on the crank arm side where stress concentration easily occurs. Since the second concave curved surface having a larger diameter is formed, the stress concentration can be relaxed on the second concave curved surface. Further, according to this crankshaft, the curvature R1, the curvature R2, and the length L of the crankpin fillet portion in the extending direction of the crankpin are expressed by the formulas (1), (2) or the formulas (3), (4) or Since either of the expressions (5) and (6) is satisfied, effective stress relaxation can be realized as compared with the case where the curvature is constant, and the fatigue strength of the crankshaft can be improved. Moreover, according to this crankshaft, it is possible to achieve improvement in fatigue strength without increasing the diameter or lengthening the entire length, which is advantageous for cost reduction and engine size reduction.
また、本発明に係るクランクシャフトにおいて、第1の曲率R1、第2の曲率R2、及びクランクピンフィレット部の長さLは、式(3),(4)を満たしてもよい。
この場合、より効果的なクランクシャフトの疲労強度の向上を達成することができる。
In the crankshaft according to the present invention, the first curvature R1, the second curvature R2, and the length L of the crank pin fillet portion may satisfy the expressions (3) and (4).
In this case, a more effective improvement of the fatigue strength of the crankshaft can be achieved.
更に、第1の曲率R1、第2の曲率R2、及びクランクピンフィレット部の長さLは、上記式(3)及び次の式(7)を満たしてもよい。
1.17≦R2/L≦1.2・・・(7)
Further, the first curvature R1, the second curvature R2, and the length L of the crankpin fillet portion may satisfy the above formula (3) and the following formula (7).
1.17 ≦ R2 / L ≦ 1.2 (7)
この場合、より一層効果的なクランクシャフトの疲労強度の向上を達成することができる。 In this case, it is possible to achieve a more effective improvement in the fatigue strength of the crankshaft.
本発明に係るクランクシャフトよれば、低コスト化及び小型化に有利であり、疲労強度を向上させることができる。 The crankshaft according to the present invention is advantageous for cost reduction and size reduction, and can improve the fatigue strength.
以下、本発明の好適な実施形態について、図面を参照して詳細に説明する。 DESCRIPTION OF EMBODIMENTS Hereinafter, preferred embodiments of the present invention will be described in detail with reference to the drawings.
図1に示すクランクシャフト1は、例えば車両のレシプロエンジンに備えられ、ピストンの往復運動を回転力に変えるための部品である。クランクシャフト1は、クランクジャーナル2、クランクアーム3、及びクランクピン4を有している。
A crankshaft 1 shown in FIG. 1 is a component that is provided, for example, in a reciprocating engine of a vehicle and is used to change the reciprocating motion of a piston into a rotational force. The crankshaft 1 has a
クランクジャーナル2は、クランクシャフト1の主軸となる部位である。クランクジャーナル2は、回転軸CLに沿って延在する円柱状の部位であり、クランクシャフト1上で複数に分かれて設けられている。各クランクジャーナル2は、エンジンの各シリンダ間とシリンダブロックの両端に位置しており、シリンダブロックの両端に位置するクランクジャーナル2は、エンジンに対して回転自在に支持されている。
The
各クランクジャーナル2の間には、クランクアーム3及びクランクピン4が設けられている。クランクアーム3は、クランクピン4を挟み込むように形成された略板状の部位である。クランクアーム3は、クランクジャーナル2の端面から回転軸CLに直交する方向に突出しており、回転軸CLから外れた位置でクランクピン4を支持している。なお、クランクアーム3には回転バランスを取るためのバランスウェイトを取り付けてもよい。
A
クランクピン4は、ピストンから伸びるコネクティングロッドが接続される円柱状の部位である。クランクピン4は、一対のクランクアーム3に挟持されており、回転軸CLと平行に延在している。図1に、クランクピン4の延在軸Aを示す。
The
クランクピン4はコネクティングロッドの大端部の貫通穴に挿通され、これによりコネクティングロッドがクランクシャフト1に対して回転自在に接続される。なお、コネクティングロッドの貫通孔の内側には、クランクピン4との摺動による摩擦増化や焼付きを防ぐための環状のメタル部が設けられる。クランクピン4及び一対のクランクアーム3は、エンジンのピストン数に応じて複数設けられている。
The
クランクアーム3の端面とクランクピン4の外周面の間には、環状のクランクピンフィレット部5が形成されている。クランクピンフィレット部5は、クランクアーム3からクランクピン4にかけて形成され、クランクピン4を囲む環状をなしている。
An annular crank
図2は、クランクピンフィレット部5を示す拡大図である。図2に示されるように、クランクピンフィレット部5の外周面6は、第1凹曲面6a及び第2凹曲面6bから構成されている。外周面6は、曲率の異なる第1凹曲面6a及び第2凹曲面6bから構成された複合Rを有する凹曲面である。
FIG. 2 is an enlarged view showing the
図2に、外周面6のクランクピン4側の始点P1、第1凹曲面6a及び第2凹曲面6bを分ける中間点P2、及びクランクアーム3側の終点P3を示す。また、クランクピン4の延在方向(延在軸Aの延在方向)におけるクランクピンフィレット部5の長さをLとして示す。更に、第1凹曲面6aの曲率中心をC1、第2凹曲面6bの曲率中心をC2として示す。
FIG. 2 shows a starting point P1 on the
第1凹曲面6aは、第1の曲率R1からなる凹曲面であり、クランクピン4側に位置している。具体的には、第1凹曲面6aは、外周面6のうち始点P1と中間点P2の間の部位である。第1凹曲面6aの第1の曲率R1は、第2凹曲面6bの第2の曲率R2よりも小さい。
The 1st concave
第2凹曲面6bは、第2の曲率R2からなる凹曲面であり、外周面6のうちクランクアーム3側に位置している。第2凹曲面6bは、外周面6のうち中間点P2と終点P3の間の部位である。第2凹曲面6bの第2の曲率R2は、第1凹曲面6aの第1の曲率R1よりも大きい。なお、第1の曲率R1及び第2の曲率R2は、延在軸Aに直交する方向から見た場合の曲率である。
The second concave
次に、第1の曲率R1、第2の曲率R2、クランクピンフィレット部5の長さLの関係について説明する。本発明における第1の曲率R1、第2の曲率R2、クランクピンフィレット部5の長さLは、次の式(1),(2)又は式(3),(4)又は式(5),(6)を満たしている。
0.1≦R1/L≦0.25・・・(1)
1.13≦R2/L≦1.18・・・(2)
0.25<R1/L≦0.65・・・(3)
1.14≦R2/L≦1.23・・・(4)
0.65<R1/L≦0.75・・・(5)
1.11≦R2/L≦1.2・・・(6)
Next, the relationship between the first curvature R1, the second curvature R2, and the length L of the
0.1 ≦ R1 / L ≦ 0.25 (1)
1.13 ≦ R2 / L ≦ 1.18 (2)
0.25 <R1 / L ≦ 0.65 (3)
1.14 ≦ R2 / L ≦ 1.23 (4)
0.65 <R1 / L ≦ 0.75 (5)
1.11 ≦ R2 / L ≦ 1.2 (6)
また、特に式(3),(4)を満たすことが好ましい。更には、上記式(3)と次の式(7)を満たすことがより好ましい。
1.17≦R2/L≦1.2・・・(7)
In particular, it is preferable to satisfy the expressions (3) and (4). Furthermore, it is more preferable to satisfy the above formula (3) and the following formula (7).
1.17 ≦ R2 / L ≦ 1.2 (7)
続いて、図3〜図9を参照して、第1の曲率R1、第2の曲率R2、クランクピンフィレット部5の長さLの好適な関係について説明する。以下、クランクピンフィレット部5の長さLとクランクピン4の直径Dとの比L/Dが0.03〜0.05程度であることを前提として説明する。
Subsequently, a preferable relationship between the first curvature R1, the second curvature R2, and the length L of the
図3は、R1/Lが0.143、0.167、0.2の場合における応力比とR2/Lの関係を示すグラフである。図3の横軸はR2/L、縦軸は応力比を示している。図3は、FME[Finite Element Method:有限要素法]の解析結果を示している。Lは、R1/Lが0.143のとき3.5mm、0.167のとき3.0mm、0.2のとき2.5mmとなっている。 FIG. 3 is a graph showing the relationship between the stress ratio and R2 / L when R1 / L is 0.143, 0.167, and 0.2. In FIG. 3, the horizontal axis indicates R2 / L, and the vertical axis indicates the stress ratio. FIG. 3 shows an analysis result of FME [Finite Element Method]. L is 3.5 mm when R1 / L is 0.143, 3.0 mm when 0.167, and 2.5 mm when 0.2.
この場合の応力比は、所定の加重をクランクピンに加えた場合において、本実施形態に係る複合Rのクランクピンフィレット部5に生じる応力と、単一の曲率からなる従来のクランクピンフィレット部に生じる応力の比を意味する。なお、従来のクランクピンフィレット部の単一の曲率は、クランクピンフィレット部の長さLが曲率半径と等しい曲率とする。
The stress ratio in this case is as follows: the stress generated in the
図3に示されるように、R1/Lが0.143、0.167、0.2の場合には、1.13≦R2/L≦1.18の範囲で適切な応力低減効果が得られた。この範囲では応力比が0.95を下回っている。 As shown in FIG. 3, when R1 / L is 0.143, 0.167, and 0.2, an appropriate stress reduction effect is obtained in the range of 1.13 ≦ R2 / L ≦ 1.18. It was. In this range, the stress ratio is below 0.95.
図4は、R1/Lが0.4,0.6の場合における応力比とR2/Lの関係を示すグラフである。図4は、Lが3.0mmの場合におけるFMEの解析結果を示している。 FIG. 4 is a graph showing the relationship between the stress ratio and R2 / L when R1 / L is 0.4 and 0.6. FIG. 4 shows the analysis result of FME when L is 3.0 mm.
図4に示されるように、R1/Lが0.4又は0.6の場合には、1.14≦R2/L≦1.23の範囲において、応力比が0.95を下回っており、特に有効である。 As shown in FIG. 4, when R1 / L is 0.4 or 0.6, the stress ratio is less than 0.95 in the range of 1.14 ≦ R2 / L ≦ 1.23, It is particularly effective.
図5は、R1/Lが0.333,0.5の場合における応力比とR2/Lの関係を示すグラフである。図5は、Lが3.0mmの場合におけるFMEの解析結果を示している。 FIG. 5 is a graph showing the relationship between the stress ratio and R2 / L when R1 / L is 0.333, 0.5. FIG. 5 shows the analysis result of FME when L is 3.0 mm.
図5に示されるように、R1/Lが0.4又は0.6の場合においても、1.14≦R2/L≦1.23の範囲で適切な応力低減効果が得られた。この範囲では、応力比が0.95を下回っており有効である。 As shown in FIG. 5, even when R1 / L is 0.4 or 0.6, an appropriate stress reduction effect is obtained in the range of 1.14 ≦ R2 / L ≦ 1.23. In this range, the stress ratio is less than 0.95, which is effective.
図6は、R1/Lが0.286,0.429,0.571の場合における応力比とR2/Lの関係を示すグラフである。図6は、Lが3.5mmの場合におけるFMEの解析結果を示している。 FIG. 6 is a graph showing the relationship between the stress ratio and R2 / L when R1 / L is 0.286, 0.429, and 0.571. FIG. 6 shows the analysis result of FME when L is 3.5 mm.
図6に示されるように、R1/Lが0.286,0.429,0.571の場合においても、1.14≦R2/L≦1.23の範囲で適切な応力低減効果が得られた。また、図4〜図6に示す場合においては、1.17≦R2/L≦1.2の範囲で応力比が0.935以下を下回っており更に有効である。 As shown in FIG. 6, even when R1 / L is 0.286, 0.429, 0.571, an appropriate stress reduction effect is obtained in the range of 1.14 ≦ R2 / L ≦ 1.23. It was. 4 to 6, the stress ratio is less than 0.935 or less in the range of 1.17 ≦ R2 / L ≦ 1.2, which is more effective.
図7は、R1/Lが0.667の場合における応力比とR2/Lの関係を示すグラフである。図7は、Lが3.0mmの場合におけるFMEの解析結果を示している。 FIG. 7 is a graph showing the relationship between the stress ratio and R2 / L when R1 / L is 0.667. FIG. 7 shows the FME analysis result when L is 3.0 mm.
図7に示されるように、R1/Lが0.667の場合には、1.11≦R2/L≦1.2の範囲で適切な応力低減効果が得られた。この範囲では、応力比が0.95を下回っている。 As shown in FIG. 7, when R1 / L is 0.667, an appropriate stress reduction effect is obtained in the range of 1.11 ≦ R2 / L ≦ 1.2. In this range, the stress ratio is below 0.95.
図8は、R1/Lが0.714の場合における応力比とR2/Lの関係を示すグラフである。図8は、Lが3.5mmの場合におけるFMEの解析結果を示している。 FIG. 8 is a graph showing the relationship between the stress ratio and R2 / L when R1 / L is 0.714. FIG. 8 shows the analysis result of FME when L is 3.5 mm.
図8に示されるように、R1/Lが0.714の場合においても、1.11≦R2/L≦1.2の範囲で適切な応力低減効果が得られた。この範囲では、応力比が0.95を下回っている。 As shown in FIG. 8, even when R1 / L is 0.714, an appropriate stress reduction effect is obtained in the range of 1.11 ≦ R2 / L ≦ 1.2. In this range, the stress ratio is below 0.95.
図9は、R1/Lが0.8の場合における応力比とR2/Lの関係を示すグラフである。図9は、Lが2.5mmの場合におけるFMEの解析結果を示している。 FIG. 9 is a graph showing the relationship between the stress ratio and R2 / L when R1 / L is 0.8. FIG. 9 shows the analysis result of FME when L is 2.5 mm.
図9に示されるように、R1/Lが0.8を超えると、応力比が0.95を上回り、応力低減効果が限定的になる結果となった。 As shown in FIG. 9, when R1 / L exceeded 0.8, the stress ratio exceeded 0.95, resulting in a limited stress reduction effect.
以上説明した本実施形態に係るクランクシャフト1によれば、クランクピンフィレット部5の外周面6がクランクピン4側の第1凹曲面6aとクランクアーム3側の第2凹曲面6bとから構成され、応力集中の起こりやすいクランクアーム3側に曲率のより大きい第2凹曲面6bが形成されるので、第2凹曲面6bにおいて応力集中を緩和することができる。
According to the crankshaft 1 according to the present embodiment described above, the outer
しかも、このクランクシャフト1によれば、第1の曲率R1、第2の曲率R2、及びクランクピンフィレット部5の長さLが式(1),(2)又は式(3),(4)及び(5),(6)の何れかを満たすので、図4〜図9から明らかなように、曲率一定の場合と比べて効果的な応力緩和を実現することができ、クランクシャフト1の疲労強度を向上させることができる。また、このクランクシャフト1によれば、大径化や全長を長くすることなく疲労強度の向上を達成できるので、低コスト化及びエンジンの小型化に有利である。
Moreover, according to the crankshaft 1, the first curvature R1, the second curvature R2, and the length L of the
本発明は、上述した実施形態に限定されるものではない。例えば、本発明に係るクランクシャフトは、車載用の内燃機関以外にも、船舶などの内燃機関や定地用の内燃機関に備えることができる。図1に示すクランクシャフトの形状及び図2に示すクランクピンフィレット部の形状は一例であり、図示したものに限られない。また、本発明に係るクランクピンフィレット部の形状をジャーナルフィレット部(クランクジャーナルの外周面からクランクアームに向かって形成されるフィレット)に適用してもよい。 The present invention is not limited to the embodiment described above. For example, the crankshaft according to the present invention can be provided in an internal combustion engine such as a ship or a stationary internal combustion engine in addition to an in-vehicle internal combustion engine. The shape of the crankshaft shown in FIG. 1 and the shape of the crankpin fillet portion shown in FIG. 2 are examples, and are not limited to those shown. The shape of the crank pin fillet portion according to the present invention may be applied to a journal fillet portion (a fillet formed from the outer peripheral surface of the crank journal toward the crank arm).
1…クランクシャフト 2…クランクジャーナル 3…クランクアーム 4…クランクピン 5…クランクピンフィレット部 6…外周面 6a…第1凹曲面 6b…第2凹曲面 A…延在軸 CL…回転軸 P1…始点 P2…中間点 P3…終点
DESCRIPTION OF SYMBOLS 1 ... Crank
Claims (3)
クランクアームからクランクピンにかけて形成されるクランクピンフィレット部を有し、
前記クランクピンフィレット部の外周面は、第1の曲率R1からなる前記クランクピン側の第1凹曲面と、第2の曲率R2からなる前記クランクアーム側の第2凹曲面と、から構成され、
前記第1の曲率R1、前記第2の曲率R2、及び前記クランクピンの延在方向における前記クランクピンフィレット部の長さLは、次の式(1),(2)又は式(3),(4)又は式(5),(6)の何れかを満たすことを特徴とするクランクシャフト。
0.1≦R1/L≦0.25・・・(1)
1.13≦R2/L≦1.18・・・(2)
0.25<R1/L≦0.65・・・(3)
1.14≦R2/L≦1.23・・・(4)
0.65<R1/L≦0.75・・・(5)
1.11≦R2/L≦1.2・・・(6) A crankshaft provided in an internal combustion engine,
A crank pin fillet formed from the crank arm to the crank pin;
The outer peripheral surface of the crankpin fillet portion is composed of a first concave curved surface on the crankpin side having a first curvature R1, and a second concave curved surface on the crank arm side having a second curvature R2.
The first curvature R1, the second curvature R2, and the length L of the crank pin fillet portion in the extending direction of the crank pin are expressed by the following equations (1), (2) or (3), A crankshaft characterized by satisfying either (4) or formulas (5) and (6).
0.1 ≦ R1 / L ≦ 0.25 (1)
1.13 ≦ R2 / L ≦ 1.18 (2)
0.25 <R1 / L ≦ 0.65 (3)
1.14 ≦ R2 / L ≦ 1.23 (4)
0.65 <R1 / L ≦ 0.75 (5)
1.11 ≦ R2 / L ≦ 1.2 (6)
1.17≦R2/L≦1.2・・・(7)
The first curvature R1, the second curvature R2, and the length L of the crank pin fillet portion satisfy the above formula (3) and the following formula (7). Crankshaft.
1.17 ≦ R2 / L ≦ 1.2 (7)
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