JP6160302B2 - Reciprocating engine crankshaft and design method of the crankshaft - Google Patents

Reciprocating engine crankshaft and design method of the crankshaft Download PDF

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Description

本発明は、自動車用エンジン、船舶用エンジン、発電機などの汎用エンジンといったレシプロエンジンに搭載されるクランク軸、およびそのクランク軸の設計方法に関する。   The present invention relates to a crankshaft mounted on a reciprocating engine such as a general-purpose engine such as an automobile engine, a marine engine, or a generator, and a method for designing the crankshaft.

レシプロエンジンは、シリンダ（気筒）内でのピストンの往復運動を回転運動に変換して動力を取り出すため、クランク軸を必要とする。クランク軸は、型鍛造によって製造されるものと、鋳造によって製造されるものとに大別され、特に、気筒数が２以上の多気筒エンジンには、強度と剛性に優位な前者の型鍛造クランク軸が多用される。   The reciprocating engine needs a crankshaft to convert the reciprocating motion of the piston in the cylinder (cylinder) into a rotational motion to extract power. Crankshafts are broadly classified into those manufactured by die forging and those manufactured by casting. Particularly, for the multi-cylinder engine having two or more cylinders, the former die forging crank superior in strength and rigidity. Axes are frequently used.

図１は、一般的な多気筒エンジン用クランク軸の一例を模式的に示す側面図である。同図に例示するクランク軸１は、４気筒エンジンに搭載されるものであり、５つのジャーナル部Ｊ１〜Ｊ５、４つのピン部Ｐ１〜Ｐ４、フロント部Ｆｒ、フランジ部Ｆｌ、およびジャーナル部Ｊ１〜Ｊ５とピン部Ｐ１〜Ｐ４をそれぞれつなぐ８枚のクランクアーム部（以下、単に「アーム部」ともいう）Ａ１〜Ａ８から構成され、８枚の全てのアーム部Ａ１〜Ａ８にカウンターウエイト部（以下、単に「ウエイト部」ともいう）Ｗ１〜Ｗ８を有する４気筒−８枚カウンターウエイトのクランク軸である。   FIG. 1 is a side view schematically showing an example of a crankshaft for a general multi-cylinder engine. The crankshaft 1 illustrated in the figure is mounted on a four-cylinder engine, and includes five journal portions J1 to J5, four pin portions P1 to P4, a front portion Fr, a flange portion Fl, and journal portions J1 to J1. It consists of 8 crank arm parts (hereinafter also simply referred to as “arm parts”) A1 to A8 that connect J5 and the pin parts P1 to P4, respectively. This is a crankshaft of a 4-cylinder-8-counterweight having W1 to W8.

以下では、ジャーナル部Ｊ１〜Ｊ５、ピン部Ｐ１〜Ｐ４、アーム部Ａ１〜Ａ８およびウエイト部Ｗ１〜Ｗ８のそれぞれを総称するとき、その符号は、ジャーナル部で「Ｊ」、ピン部で「Ｐ」、アーム部で「Ａ」、ウエイト部で「Ｗ」とも記す。ピン部Ｐおよびこのピン部Ｐにつながる一組のアーム部Ａ（ウエイト部Ｗを含む）をまとめて「スロー」ともいう。   Hereinafter, when the journal portions J1 to J5, the pin portions P1 to P4, the arm portions A1 to A8, and the weight portions W1 to W8 are collectively referred to, the reference numerals are “J” for the journal portion and “P” for the pin portion. Also, “A” for the arm portion and “W” for the weight portion. The pin portion P and a pair of arm portions A (including the weight portion W) connected to the pin portion P are collectively referred to as “slow”.

ジャーナル部Ｊ、フロント部Ｆｒおよびフランジ部Ｆｌは、クランク軸１の回転中心と同軸上に配置され、ピン部Ｐは、クランク軸１の回転中心からピストンストロークの半分の距離だけ偏心して配置される。ジャーナル部Ｊは、すべり軸受けによってエンジンブロックに支持され、回転中心となる。ピン部Ｐには、すべり軸受けによってコネクティングロッド（以下、「コンロッド」ともいう）の大端部が連結され、このコンロッドの小端部にピストンがピストンピンによって連結される。フロント部Ｆｒは、クランク軸１の一方の軸端であり、タイミングベルトやファンベルトを駆動するためのダンパプーリ２が取り付けられる。フランジ部Ｆｌは、クランク軸１の他方の軸端であり、フライホイール３が取り付けられる。   The journal portion J, the front portion Fr, and the flange portion Fl are arranged coaxially with the rotation center of the crankshaft 1, and the pin portion P is arranged eccentric from the rotation center of the crankshaft 1 by a distance that is half the piston stroke. . The journal portion J is supported by the engine block by a sliding bearing and serves as a rotation center. A large end portion of a connecting rod (hereinafter also referred to as “connecting rod”) is connected to the pin portion P by a sliding bearing, and a piston is connected to a small end portion of the connecting rod by a piston pin. The front portion Fr is one shaft end of the crankshaft 1, and a damper pulley 2 for driving a timing belt and a fan belt is attached to the front portion Fr. The flange portion Fl is the other shaft end of the crankshaft 1, and the flywheel 3 is attached to the flange portion Fl.

エンジンの各シリンダ内で燃料が爆発するのに伴い、その爆発による燃焼圧は、ピストンの往復運動をもたらしてクランク軸１のピン部Ｐに作用し、これと同時に、そのピン部Ｐにつながるアーム部Ａを介してジャーナル部Ｊに伝達され、回転運動に変換される。その際、クランク軸１は、弾性変形を繰り返しながら回転する。   As the fuel explodes in each cylinder of the engine, the combustion pressure due to the explosion causes the reciprocating motion of the piston to act on the pin portion P of the crankshaft 1, and at the same time, the arm connected to the pin portion P It is transmitted to the journal part J via the part A and converted into a rotational motion. At that time, the crankshaft 1 rotates while repeating elastic deformation.

クランク軸のジャーナル部を支持する軸受けには潤滑油が存在しており、クランク軸の傾斜や弾性変形に応じ、軸受け内で油膜圧力や油膜厚さが、軸受け荷重やジャーナル部の軸心軌跡と相互に関連しながら変化する。さらに、軸受けにおけるジャーナル部の表面粗さと軸受けメタルの表面粗さに応じ、油膜圧力だけでなく、局部的な金属接触も生じる。油膜厚さの確保は、油切れによる軸受け焼き付きを防止するとともに、局部的な金属接触を防止するために重要であり、燃費性能に影響する。   Lubricating oil exists in the bearing that supports the journal part of the crankshaft, and the oil film pressure and oil film thickness in the bearing depend on the bearing load and the axial center locus of the journal part according to the inclination and elastic deformation of the crankshaft. It changes while interrelated. Furthermore, depending on the surface roughness of the journal part in the bearing and the surface roughness of the bearing metal, not only the oil film pressure but also local metal contact occurs. Ensuring the oil film thickness is important for preventing bearing seizure due to running out of oil and preventing local metal contact, and affects fuel efficiency.

また、クランク軸の回転に伴う弾性変形や、軸受け内のクリアランスの中で移動する軸心軌跡は、回転中心のズレを生じさせるので、エンジン振動（マウント振動）に影響する。さらにその振動は、車体を伝播して乗車室内のノイズ、乗り心地に影響する。   Further, the elastic deformation accompanying the rotation of the crankshaft and the axial locus that moves in the clearance in the bearing cause a shift of the rotation center, which affects the engine vibration (mount vibration). Furthermore, the vibration propagates through the vehicle body and affects noise and riding comfort in the passenger compartment.

このようなエンジン性能を向上させるため、クランク軸は軽量で且つ剛性が高く、変形し難いことが求められる。   In order to improve such engine performance, the crankshaft is required to be lightweight, highly rigid, and difficult to deform.

図２は、４サイクルエンジンにおける筒内圧曲線を示す図である。同図に示すように、クランク軸のピン部が圧縮工程の上死点にあたる位置（クランク角θが０°）を基準にすると、圧縮工程上死点の直後に爆発が生じるため、筒内圧（シリンダ内の圧力）は、クランク角θが約８〜２０°になった時点で最大の燃焼圧となる。クランク軸には、同図に示す筒内圧（燃焼圧）や回転遠心力の荷重が負荷される。これらの荷重に対する変形抵抗を得るために、曲げ剛性、さらにはねじり剛性を向上させ、これと同時に重量を軽減することが、クランク軸設計の目標とされる。   FIG. 2 is a diagram showing an in-cylinder pressure curve in a four-cycle engine. As shown in the figure, when the pin portion of the crankshaft is at the top dead center of the compression process (crank angle θ is 0 °), an explosion occurs immediately after the top dead center of the compression process. The pressure in the cylinder) becomes the maximum combustion pressure when the crank angle θ reaches about 8 to 20 °. The crankshaft is loaded with the in-cylinder pressure (combustion pressure) and the rotational centrifugal force shown in FIG. In order to obtain the deformation resistance against these loads, the objective of the crankshaft design is to improve the bending rigidity and further the torsional rigidity and at the same time reduce the weight.

一般に、クランク軸の設計においては、先ず、ジャーナル部の直径、ピン部の直径、ピストンストロークといった主要諸元が決定される。主要諸元が決定された後、曲げ剛性、ねじり剛性を確保するために変更できる設計事項は、アーム部の形状に限られる。このため、アーム部形状の設計がクランク軸の性能を左右する重要な要因になる。ここでいうアーム部は、上述のとおり、厳密にはジャーナル部とピン部をつなぐ領域に限定された部分であり、カウンターウエイト部の領域の部分は含まない。   In general, in designing the crankshaft, first, main specifications such as the diameter of the journal portion, the diameter of the pin portion, and the piston stroke are determined. After the main specifications are determined, the design items that can be changed to ensure bending rigidity and torsional rigidity are limited to the shape of the arm portion. For this reason, the design of the arm shape is an important factor that affects the performance of the crankshaft. As described above, the arm portion here is strictly a portion limited to a region connecting the journal portion and the pin portion, and does not include the portion of the counterweight portion region.

例えば、特許文献１には、クランク軸の軽量化を図りつつ、ねじり剛性と曲げ剛性を高めるために、アーム部のピン側表面およびジャーナル側表面の中央部に肉抜き凹部を設ける技術が開示されている。同文献に開示された技術は、クランク角が０°の状態、すなわちクランク軸のピン部が圧縮工程上死点にあたる状態でのアーム部に対する軽量化、高剛性化に着目し、アーム部に対する設計方法を示すものである。つまり、クランク角が０°の状態において、設計上である剛性値の目標が与えられたときに、いかにしてアーム部の軽量化を図るかを示す設計方法であり、また、逆に設計上で軽量化の目標値が与えられたときに、いかにしてアーム部の剛性を上げるかを示す設計方法である。   For example, Patent Document 1 discloses a technique in which a hollow portion is provided in the central portion of the pin side surface and the journal side surface of the arm portion in order to increase the torsional rigidity and the bending rigidity while reducing the weight of the crankshaft. ing. The technology disclosed in this document focuses on reducing the weight and increasing rigidity of the arm when the crank angle is 0 °, that is, when the crankshaft pin is at the top dead center of the compression process. The method is shown. In other words, when the crank angle is 0 °, the design method shows how to reduce the weight of the arm when a design stiffness target is given. This is a design method that shows how to increase the rigidity of the arm when a target value for weight reduction is given.

また、特許文献２には、材料力学の３モーメント法を用い、クランク軸を段付き丸棒梁で近似し、ジャーナル部に負荷される荷重値を最小化するように、アーム部の剛性およびアーム部の質量モーメントから、カウンターウエイト部の質量モーメントの最適配分を求める最適化の計算手法が示されている。同文献に開示された技術は、アーム部の剛性について既存値を採用するか、または別の方法で決定し、その後で、ジャーナル部の軸受け荷重が最小となるように、複数（例えば、４気筒−８枚カウンターウエイトのクランク軸では８つ）のカウンターウエイト部の質量モーメント配分を調整する方法である。   Further, Patent Document 2 uses a three-moment method of material mechanics, approximates the crankshaft with a stepped round bar beam, and minimizes the load value applied to the journal part and the rigidity of the arm part and the arm. An optimization calculation method for obtaining an optimum distribution of the mass moment of the counterweight portion from the mass moment of the portion is shown. The technique disclosed in this document adopts an existing value for the rigidity of the arm part or determines it by another method, and then a plurality of (for example, four cylinders) so as to minimize the bearing load of the journal part. This is a method of adjusting the mass moment distribution of the counterweight portion of the eight counterweight crankshafts.

特許４９９８２３３号公報Japanese Patent No. 4998233 特開平１０−１６９６３７号公報Japanese Patent Laid-Open No. 10-169637

前記図２に示すように、筒内圧は、クランク角θが０°の時点ではなく、クランク角θが約８〜２０°の時点で最大の燃焼圧となる。このため、クランク軸のピン部には、クランク角θが約８〜２０°の時点で、最大の燃焼圧がコンロッドを介して負荷される。このとき、ピン部への燃焼圧の負荷方向は、ピストンピンの軸心（コンロッドの小端部の軸心）からピン部の軸心に向かう方向である。このため、アーム部には、最大燃焼圧による最大荷重が、ピン部の軸心とジャーナル部の軸心とを結ぶ直線（以下、「アーム部中心線」ともいう）に沿う方向ではなく、このアーム部中心線に対して傾斜した方向に負荷される。   As shown in FIG. 2, the in-cylinder pressure becomes the maximum combustion pressure not when the crank angle θ is 0 ° but when the crank angle θ is about 8 to 20 °. For this reason, the maximum combustion pressure is applied to the pin portion of the crankshaft via the connecting rod when the crank angle θ is about 8 to 20 °. At this time, the direction in which the combustion pressure is applied to the pin portion is the direction from the axial center of the piston pin (the axial center of the small end portion of the connecting rod) toward the axial center of the pin portion. For this reason, the maximum load due to the maximum combustion pressure is not applied to the arm part in a direction along the straight line connecting the axis of the pin part and the axis of the journal part (hereinafter also referred to as “arm part center line”). It is loaded in a direction inclined with respect to the arm center line.

この点、前記特許文献１におけるアーム部形状の設計は、最大燃焼圧による最大荷重が、クランク角が０°の状態のアーム部に負荷される、すなわちアーム部中心線に沿う方向に負荷されると仮定して行うことを前提としている。そうすると、前記特許文献１の開示技術によって得られたアーム部形状は、実態を反映した条件下で得られたものでないことから、剛性を向上させ、しかも軽量化を図る上で必ずしも適切であるとは言い切れない。また、前記特許文献２に開示された技術は、そもそもアーム部剛性の向上を図るものではない。   In this regard, in the design of the arm portion shape in Patent Document 1, the maximum load due to the maximum combustion pressure is applied to the arm portion in a state where the crank angle is 0 °, that is, in the direction along the arm portion center line. It is assumed that this is done. Then, since the arm part shape obtained by the technique disclosed in Patent Document 1 is not obtained under conditions that reflect the actual situation, it is not necessarily appropriate for improving rigidity and reducing weight. Cannot be said. Further, the technique disclosed in Patent Document 2 is not intended to improve the arm rigidity.

本発明は、このような実情に鑑みてなされたものであり、実態を反映して曲げ剛性が向上し、これと同時に軽量化を図ることができるレシプロエンジンのクランク軸、およびそのクランク軸の設計方法を提供することを目的とする。   The present invention has been made in view of such circumstances, and the crankshaft of a reciprocating engine capable of improving bending rigidity and simultaneously reducing the weight reflecting the actual situation, and the design of the crankshaft. It aims to provide a method.

本発明は、上記の課題を解決するため、下記の（Ｉ）に示すレシプロエンジンのクランク軸、および（II）に示すクランク軸の設計方法を要旨とする。   In order to solve the above-mentioned problems, the present invention is summarized as a crankshaft of a reciprocating engine shown in (I) below and a crankshaft design method shown in (II).

（Ｉ）回転中心となるジャーナル部と、このジャーナル部に対して偏心したピン部と、ジャーナル部とピン部をつなぐクランクアーム部と、を有し、レシプロエンジンに搭載されて、ピン部にはコネクティングロッドを介してピストンピンの軸心からピン部の軸心に向かう方向に燃焼圧による荷重が負荷されるクランク軸であって、
燃焼圧による荷重の負荷が最大になる時点において、当該最大荷重の負荷方向におけるクランクアーム部の曲げ剛性が目標剛性を満足し、且つ、クランクアーム部の重量が目標重量を満足するように、クランクアーム部の形状が、ピン部の軸心とジャーナル部の軸心とを結ぶアーム部中心線を境界にして非対称とされていることを特徴とするレシプロエンジンのクランク軸である。 (I) It has a journal part serving as a rotation center, a pin part eccentric with respect to the journal part, and a crank arm part connecting the journal part and the pin part, and is mounted on a reciprocating engine. A crankshaft on which a load due to combustion pressure is applied in a direction from the axial center of the piston pin to the axial center of the pin portion via a connecting rod;
Crank the crank arm so that the bending rigidity of the crank arm in the load direction of the maximum load satisfies the target rigidity and the weight of the crank arm satisfies the target weight when the load due to the combustion pressure becomes maximum. The reciprocating engine crankshaft is characterized in that the shape of the arm portion is asymmetrical with respect to an arm portion center line connecting the axis of the pin portion and the axis of the journal portion.

（II）回転中心となるジャーナル部と、このジャーナル部に対して偏心したピン部と、ジャーナル部とピン部をつなぐクランクアーム部と、を有し、レシプロエンジンに搭載されて、ピン部にはコネクティングロッドを介してピストンピンの軸心からピン部の軸心に向かう方向に燃焼圧による荷重が負荷されるクランク軸の設計方法であって、
燃焼圧による荷重の負荷が最大になる時点において、当該最大荷重の負荷方向におけるクランクアーム部の曲げ剛性が目標剛性を満足し、且つ、クランクアーム部の重量が目標重量を満足するように、クランクアーム部の形状を、ピン部の軸心とジャーナル部の軸心とを結ぶアーム部中心線を境界にして非対称とすることを特徴とするクランク軸の設計方法である。 (II) It has a journal part serving as a rotation center, a pin part eccentric to the journal part, and a crank arm part connecting the journal part and the pin part, and is mounted on a reciprocating engine. A crankshaft design method in which a load due to combustion pressure is applied in a direction from the axial center of the piston pin to the axial center of the pin portion via a connecting rod,
Crank the crank arm so that the bending rigidity of the crank arm in the load direction of the maximum load satisfies the target rigidity and the weight of the crank arm satisfies the target weight when the load due to the combustion pressure becomes maximum. The crankshaft design method is characterized in that the shape of the arm portion is asymmetrical with respect to an arm portion center line connecting the axis of the pin portion and the axis of the journal portion.

この設計方法においては、燃焼圧による荷重の負荷方向におけるクランクアーム部の曲げ剛性が、燃焼圧による荷重の負荷が最大になる時点で最大になるように、クランクアーム部の形状を設計することが好ましい。   In this design method, the shape of the crank arm portion can be designed so that the bending rigidity of the crank arm portion in the load direction due to the combustion pressure becomes maximum when the load load due to the combustion pressure becomes maximum. preferable.

また、上記の設計方法においては、燃焼圧による荷重の負荷が最大になる時点において、当該最大荷重の負荷方向におけるクランクアーム部の曲げ剛性を一定にした条件で、クランクアーム部の重量が最小となるように、クランクアーム部の形状を設計することもできる。   Further, in the above design method, when the load of the load due to the combustion pressure becomes maximum, the weight of the crank arm portion is minimized under the condition that the bending rigidity of the crank arm portion in the load direction of the maximum load is constant. In this manner, the shape of the crank arm portion can be designed.

本発明によれば、実態を反映した条件下で、アーム部の形状がアーム部中心線を境界にして非対称とされているので、高い信頼性でアーム部の曲げ剛性が向上し、これと同時にアーム部の軽量化を図ることができる。   According to the present invention, since the shape of the arm portion is asymmetric with the center line of the arm portion as a boundary under conditions that reflect the actual situation, the bending rigidity of the arm portion is improved with high reliability. The weight of the arm can be reduced.

一般的な多気筒エンジン用クランク軸の一例を模式的に示す側面図である。It is a side view which shows typically an example of the crankshaft for a general multicylinder engine. ４サイクルエンジンにおける筒内圧曲線を示す図である。It is a figure which shows the in-cylinder pressure curve in a 4-cycle engine. アーム部の曲げ剛性の評価法を説明するための模式図である。It is a schematic diagram for demonstrating the evaluation method of the bending rigidity of an arm part. アーム部のねじり剛性の評価法を説明するための模式図であり、同図（ａ）は１スローの側面図を、同図（ｂ）はその軸方向視での正面図をそれぞれ示す。It is a schematic diagram for demonstrating the evaluation method of the torsional rigidity of an arm part, The figure (a) shows the side view of 1 throw, and the figure (b) shows the front view in the axial direction view, respectively. 従来のクランク軸のアーム部形状を模式的に示す図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。It is a figure which shows typically the arm part shape of the conventional crankshaft, The figure (a) shows the front view in an axial view, The figure (b) shows a side view, respectively. 本発明のクランク軸のアーム部形状の一例を模式的に示す図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）はアーム部の右半分におけるＡ−Ａ’断面図を、同図（ｃ）はアーム部の左半分におけるＢ−Ｂ’断面図をそれぞれ示す。It is a figure which shows typically an example of the arm part shape of the crankshaft of this invention, The figure (a) is a front view in an axial view, The figure (b) is AA in the right half of an arm part. 'Cross sectional view, (c) shows a BB' sectional view in the left half of the arm part. 図６のアーム部の右半分を抽出した図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）はＡ−Ａ’断面図をそれぞれ示す。FIGS. 7A and 7B are diagrams in which the right half of the arm portion of FIG. 6 is extracted, in which FIG. 6A shows a front view in an axial view, and FIG. 図６のアーム部の左半分を抽出した図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）はＢ−Ｂ’断面図をそれぞれ示す。FIGS. 7A and 7B are diagrams in which the left half of the arm portion of FIG. 6 is extracted, in which FIG. 6A shows a front view in an axial view, and FIG. 本発明のクランク軸におけるアーム部剛性の設計パラメータの選択自由度を説明する概念図である。It is a conceptual diagram explaining the selection freedom degree of the design parameter of the arm part rigidity in the crankshaft of this invention. 燃焼圧の負荷が最大になる時点でのクランク軸のアーム部とコンロッドとの幾何学的関係を示す図である。It is a figure which shows the geometrical relationship between the arm part of a crankshaft, and a connecting rod at the time of the load of combustion pressure becoming the maximum. 燃焼圧の負荷が最大になる時点でのクランク角θと最大荷重負荷角αとの相関を示す図である。It is a figure which shows the correlation with crank angle (theta) and the maximum load load angle (alpha) in the time of the load of combustion pressure becoming the maximum. 燃焼圧の負荷が最大になる時点でのクランク軸のアーム部とコンロッドとの幾何学的関係の別例を示す図である。It is a figure which shows another example of the geometric relationship between the arm part of a crankshaft, and a connecting rod at the time of the load of combustion pressure becoming the maximum. 本発明のクランク軸におけるアーム部の設計要領の一例を示すフロー図である。It is a flowchart which shows an example of the design point of the arm part in the crankshaft of this invention. 材料力学の梁理論における梁形状の一例を示す図であって、同図（ａ）は矩形梁を、同図（ｂ）は軽量化梁をそれぞれ示す。It is a figure which shows an example of the beam shape in the beam theory of material mechanics, Comprising: The figure (a) shows a rectangular beam, The figure (b) shows a weight reduction beam, respectively. 図１４（ｂ）に示す軽量化梁の概念を利用した左右非対称のアーム部形状を示す図である。It is a figure which shows the left-right asymmetric arm part shape using the concept of the weight reduction beam shown in FIG.14 (b). 燃焼圧による荷重が最大となるときにアーム部の曲げ剛性が最大となるようにアーム部形状を設計することを示す図である。It is a figure which shows designing an arm part shape so that the bending rigidity of an arm part may become the maximum when the load by combustion pressure becomes the maximum. 図１３に示すアーム部の設計要領において、目的関数として重量の最小化と曲げ剛性の最大化が同等であることを示す図である。FIG. 14 is a diagram showing that minimizing weight and maximizing bending rigidity are equivalent as objective functions in the design procedure of the arm portion shown in FIG. 13. 本発明のクランク軸におけるアーム部形状の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the arm part shape in the crankshaft of this invention. 従来のクランク軸におけるアーム部形状の一例を示す図である。It is a figure which shows an example of the arm part shape in the conventional crankshaft. 図１８に示す本発明のアーム部と図１９に示す従来のアーム部のそれぞれの曲げ剛性を比較して示す図である。It is a figure which compares and shows each bending rigidity of the arm part of this invention shown in FIG. 18, and the conventional arm part shown in FIG. 図１８に示す本発明のアーム部と図１９に示す従来のアーム部のそれぞれの１スローの重量を比較して示す図である。It is a figure which compares and shows the weight of 1 throw of each of the arm part of this invention shown in FIG. 18, and the conventional arm part shown in FIG. 本発明のクランク軸におけるアーム部形状の別例を示す図である。It is a figure which shows another example of the arm part shape in the crankshaft of this invention.

以下に、本発明のレシプロエンジンのクランク軸、およびそのクランク軸の設計方法について、その実施形態を詳述する。   Hereinafter, embodiments of the crankshaft of the reciprocating engine of the present invention and the design method of the crankshaft will be described in detail.

１．クランク軸の設計で考えるべき基本技術
１−１．アーム部の曲げ剛性
図３は、アーム部の曲げ剛性の評価法を説明するための模式図である。同図に示すように、クランク軸の各スローについて、シリンダ内での点火・爆発による燃焼圧の荷重Ｆは、コンロッドを経由してピン部Ｐに負荷される。このとき、各スローは両端のジャーナル部Ｊが軸受けで支持されているので、荷重Ｆはピン部Ｐからアーム部Ａを介してジャーナル軸受けに伝わる。これにより、アーム部Ａは３点曲げの荷重負荷状態となり、アーム部Ａに曲げモーメントＭが作用する。これに伴って、アーム部Ａには、板厚方向の外側（ジャーナル部Ｊ側）で圧縮応力が発生し、それとは反対の内側（ピン部Ｐ側）では引張応力が発生する。このときに影響するのがアーム部Ａの曲げ剛性Ｍｃである。この曲げ剛性Ｍｃと、ピン部およびジャーナル部の曲げ剛性を含めた１スロー全体の曲げ剛性Ｍｔは、下記の（１）式で評価できる。 1. 1. Basic technologies to be considered in crankshaft design 1-1. Bending Rigidity of Arm Part FIG. 3 is a schematic diagram for explaining a method for evaluating the bending rigidity of the arm part. As shown in the figure, for each throw of the crankshaft, the combustion pressure load F caused by ignition and explosion in the cylinder is applied to the pin portion P via the connecting rod. At this time, since the journal portions J at both ends are supported by the bearings in each throw, the load F is transmitted from the pin portion P to the journal bearing through the arm portion A. As a result, the arm portion A enters a three-point bending load state, and a bending moment M acts on the arm portion A. Along with this, in the arm part A, compressive stress is generated on the outer side in the plate thickness direction (journal part J side), and tensile stress is generated on the opposite inner side (pin part P side). At this time, the bending rigidity Mc of the arm portion A affects. This bending rigidity Mc and the bending rigidity Mt of the entire one throw including the bending rigidity of the pin part and the journal part can be evaluated by the following equation (1).

Ｍｔ＝Ｆ／ｕ …（１）
同式中、Ｆはピン部に負荷される燃焼圧の荷重であり、ｕはピン部の軸方向中央における燃焼圧負荷方向の変位である。 Mt = F / u (1)
In the equation, F is a combustion pressure load applied to the pin portion, and u is a displacement in the combustion pressure loading direction at the axial center of the pin portion.

１−２．アーム部のねじり剛性
図４は、アーム部のねじり剛性の評価法を説明するための模式図であり、同図（ａ）は１スローの側面図を、同図（ｂ）はその軸方向視での正面図をそれぞれ示す。クランク軸はジャーナル部Ｊを中心に回転運動をしているので、同図に示すように、ねじりトルクＴが発生する。そこで、クランク軸のねじり振動に対し、共振を起こすことなくスムーズな回転を確保するために、アーム部Ａのねじり剛性Ｔｃを高めることが必要である。各スローのねじり剛性は、ピン部Ｐの直径、ジャーナル部Ｊの直径が指定されている場合、アーム部Ａのねじり剛性に大きく依存するからである。アーム部Ａのねじり剛性Ｔｃと、ピン部およびジャーナル部のねじり剛性を含めた１スロー全体のねじり剛性Ｔｔは、下記の（２）式で与えられる。 1-2. FIG. 4 is a schematic diagram for explaining an evaluation method of the torsional rigidity of the arm part. FIG. 4A is a side view of one throw, and FIG. 4B is an axial view thereof. The front view at is shown respectively. Since the crankshaft rotates around the journal portion J, a torsion torque T is generated as shown in FIG. Therefore, in order to ensure smooth rotation without causing resonance with respect to the torsional vibration of the crankshaft, it is necessary to increase the torsional rigidity Tc of the arm portion A. This is because the torsional rigidity of each throw greatly depends on the torsional rigidity of the arm part A when the diameter of the pin part P and the diameter of the journal part J are specified. The torsional rigidity Tc of the arm part A and the torsional rigidity Tt of one entire throw including the torsional rigidity of the pin part and the journal part are given by the following equation (2).

Ｔｔ＝Ｔ／γ …（２）
同式中、Ｔはねじりトルクであり、γはジャーナル部のねじれ角である。 Tt = T / γ (2)
In the formula, T is a torsion torque, and γ is a torsion angle of the journal portion.

これらのことから、クランク軸の設計に当たっては、アーム部の曲げ剛性とねじり剛性の両方を向上させる必要がある。なお、ウエイト部Ｗは、曲げ剛性、ねじり剛性にほとんど寄与しない。このため、曲げ剛性、ねじり剛性の向上には、アーム部Ａの形状が主体的に関係し、ウエイト部Ｗの形状は関係しない。ウエイト部Ｗは主に重心位置と質量を調整し質量バランスをとる役割を担う。   For these reasons, it is necessary to improve both the bending rigidity and torsional rigidity of the arm part in designing the crankshaft. The weight portion W hardly contributes to bending rigidity and torsional rigidity. For this reason, the shape of the arm part A is mainly related to the improvement of the bending rigidity and the torsional rigidity, and the shape of the weight part W is not related. The weight part W mainly plays a role of adjusting the position of the center of gravity and the mass to balance the mass.

２．本発明のクランク軸およびその設計方法
２−１．概要
図５は、従来のクランク軸のアーム部形状を模式的に示す図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）は側面図をそれぞれ示す。同図に示すように、従来のクランク軸のアーム部Ａは、ピン部Ｐの軸心Ｐｃとジャーナル部Ｊの軸心Ｊｃとを結ぶアーム部中心線Ａｃを境界にして、左右対称の形状とされている。すなわち、アーム部Ａは、右半分（以下、「アーム右半分」ともいう）Ａｒと左半分（以下、「アーム左半分」ともいう）Ａｆがアーム部中心線Ａｃに対して対称である。従来のアーム部Ａの形状設計は、最大燃焼圧によるアーム部Ａへの最大荷重がアーム部中心線Ａｃに沿う方向に負荷されると仮定して行われるからである。 2. 2. Crankshaft of the present invention and design method thereof 2-1. Outline FIG. 5 is a view schematically showing the shape of an arm portion of a conventional crankshaft. FIG. 5 (a) shows a front view in an axial direction, and FIG. 5 (b) shows a side view. As shown in the figure, the arm portion A of the conventional crankshaft has a symmetrical shape with an arm portion center line Ac connecting the shaft center Pc of the pin portion P and the shaft center Jc of the journal portion J as a boundary. Has been. That is, in the arm portion A, the right half (hereinafter also referred to as “arm right half”) Ar and the left half (hereinafter also referred to as “arm left half”) Af are symmetrical with respect to the arm portion center line Ac. This is because the conventional shape design of the arm portion A is performed on the assumption that the maximum load on the arm portion A due to the maximum combustion pressure is applied in the direction along the arm portion center line Ac.

これに対して、本発明のクランク軸のアーム部は、以下の特徴がある。
図６は、本発明のクランク軸のアーム部形状の一例を模式的に示す図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）はアーム部の右半分におけるＡ−Ａ’断面図を、同図（ｃ）はアーム部の左半分におけるＢ−Ｂ’断面図をそれぞれ示す。同図に示すように、本発明のクランク軸のアーム部Ａは、アーム部中心線Ａｃを境界にして、左右非対称の形状とされている。すなわち、アーム右半分Ａｒとアーム左半分Ａｆがアーム部中心線Ａｃに対して非対称である。 In contrast, the arm portion of the crankshaft of the present invention has the following characteristics.
6A and 6B are diagrams schematically showing an example of the shape of the arm portion of the crankshaft of the present invention, where FIG. 6A is a front view in an axial view, and FIG. 6B is a right half of the arm portion. A sectional view taken along the line AA ′ in FIG. 1, and FIG. 4C shows a sectional view taken along the line BB ′ in the left half of the arm portion. As shown in the figure, the arm portion A of the crankshaft of the present invention has an asymmetric shape with the arm portion center line Ac as a boundary. That is, the arm right half Ar and the arm left half Af are asymmetric with respect to the arm center line Ac.

このような本発明におけるアーム部Ａの形状設計は、最大燃焼圧によるアーム部Ａへの最大荷重Ｆｍａｘが、実態を反映してクランク角θが約８〜２０°の状態のアーム部Ａに負荷される、すなわちアーム部中心線Ａｃに対して角度αで傾斜した方向に負荷されることを前提にして行われる。そして、アーム右半分Ａｒとアーム左半分Ａｆのそれぞれの形状を個々に独立して変化させ、アーム部Ａへの最大荷重Ｆｍａｘの負荷方向におけるアーム部Ａの曲げ剛性が目標剛性を満足し、且つ、アーム部Ａの重量が目標重量を満足するように、アーム部Ａの形状が決定される。   The shape design of the arm part A in the present invention is such that the maximum load Fmax to the arm part A due to the maximum combustion pressure reflects the actual state and the load is applied to the arm part A in a state where the crank angle θ is about 8 to 20 °. That is, it is performed on the assumption that the load is applied in a direction inclined at an angle α with respect to the arm center line Ac. Then, the respective shapes of the arm right half Ar and the arm left half Af are individually changed, and the bending rigidity of the arm part A in the load direction of the maximum load Fmax to the arm part A satisfies the target rigidity, and The shape of the arm part A is determined so that the weight of the arm part A satisfies the target weight.

なお、以下では、アーム部中心線Ａｃに対し、燃焼圧によるアーム部Ａへの荷重の負荷方向（ピストンピンの軸心からピン部の軸心に向かう方向）の交差角を荷重負荷角βとも称する。荷重負荷角βの中でも、クランク角θが約８〜２０°であって、最大燃焼圧による最大荷重Ｆｍａｘが負荷される時点のものは、最大荷重負荷角αとも称する。   In the following description, the crossing angle of the load direction of the load on the arm part A due to the combustion pressure with respect to the arm part center line Ac (the direction from the axis of the piston pin to the axis of the pin part) is also referred to as the load load angle β. Called. Among the load load angles β, the crank angle θ is about 8 to 20 ° and the maximum load Fmax due to the maximum combustion pressure is applied is also referred to as the maximum load load angle α.

図７は、図６のアーム部の右半分を抽出した図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）はＡ−Ａ’断面図をそれぞれ示す。図８は、図６のアーム部の左半分を抽出した図であり、同図（ａ）は軸方向視での正面図を、同図（ｂ）はＢ−Ｂ’断面図をそれぞれ示す。図９は、本発明のクランク軸におけるアーム部剛性の設計パラメータの選択自由度を説明する概念図である。   FIGS. 7A and 7B are diagrams in which the right half of the arm portion in FIG. 6 is extracted. FIG. 7A is a front view in an axial direction, and FIG. 7B is a cross-sectional view along A-A ′. 8A and 8B are diagrams in which the left half of the arm portion in FIG. 6 is extracted. FIG. 8A shows a front view in an axial direction view, and FIG. 8B shows a B-B ′ sectional view. FIG. 9 is a conceptual diagram illustrating the degree of freedom in selecting design parameters for arm portion rigidity in the crankshaft of the present invention.

図７に示すように、本発明のクランク軸におけるアーム部Ａの右半分Ａｒを抽出するとともに、図８に示すように、そのアーム部Ａの左半分Ａｆを抽出して考えると、図９に示すように、アーム部Ａの全体の曲げ剛性Ｍｃは、アーム右半分Ａｒの曲げ剛性「Ｍｒ／２」とアーム左半分Ａｆの曲げ剛性「Ｍｆ／２」の足し合わせとなる。同様に、アーム部Ａの全体のねじり剛性Ｔｃは、アーム右半分Ａｒのねじり剛性「Ｔｒ／２」とアーム左半分Ａｆのねじり剛性「Ｔｆ／２」の足し合わせとなる。   As shown in FIG. 7, when extracting the right half Ar of the arm part A in the crankshaft of the present invention and extracting the left half Af of the arm part A as shown in FIG. As shown, the total bending rigidity Mc of the arm part A is the sum of the bending rigidity “Mr / 2” of the arm right half Ar and the bending rigidity “Mf / 2” of the arm left half Af. Similarly, the total torsional rigidity Tc of the arm portion A is the sum of the torsional rigidity “Tr / 2” of the arm right half Ar and the torsional rigidity “Tf / 2” of the arm left half Af.

図９には、従来のクランク軸におけるアーム部Ａの曲げ剛性Ｍｐとねじり剛性Ｔｐも示している。従来のクランク軸の場合、アーム部形状が左右対称であるため、設計パラメータが一つである。このため、曲げ剛性Ｍｐとねじり剛性Ｔｐは設計パラメータと一対一に対応し、設計パラメータを選択すると曲げ剛性Ｍｐとねじり剛性Ｔｐの組み合わせに選択の自由度が無い。   FIG. 9 also shows the bending rigidity Mp and torsional rigidity Tp of the arm portion A in the conventional crankshaft. In the case of the conventional crankshaft, since the shape of the arm portion is symmetrical, the design parameter is one. For this reason, the bending stiffness Mp and the torsional stiffness Tp have a one-to-one correspondence with the design parameter. When the design parameter is selected, there is no degree of freedom in selecting the combination of the bending stiffness Mp and the torsional stiffness Tp.

これに対し、本発明のクランク軸では、アーム部Ａの形状が右半分Ａｒと左半分Ａｆで相違するので設計パラメータが二つに増加する。このため、アーム右半分Ａｒの曲げ剛性「Ｍｒ／２」とねじり剛性「Ｔｒ／２」、アーム左半分Ａｆの曲げ剛性「Ｍｆ／２」とねじり剛性「Ｔｆ／２」をそれぞれ独立に選択することができる。これらを足し合わせたものが非対称アーム部Ａの全体の剛性になる。すなわち、クランク軸の軽量化を図る上で、剛性設計のパラメータの選択肢が増加することになる。   On the other hand, in the crankshaft of the present invention, the shape of the arm part A is different between the right half Ar and the left half Af, so the design parameter increases to two. Therefore, the bending rigidity “Mr / 2” and the torsional rigidity “Tr / 2” of the arm right half Ar and the bending rigidity “Mf / 2” and the torsional rigidity “Tf / 2” of the arm left half Af are selected independently. be able to. The sum of these becomes the overall rigidity of the asymmetric arm portion A. That is, in order to reduce the weight of the crankshaft, the options for the stiffness design parameter increase.

要するに、アーム部の剛性は、従来のクランク軸では曲げ剛性Ｍｐとねじり剛性Ｔｐで表現されるところ、本発明のクランク軸では下記の（３）式、（４）式で表現できる。したがって、本発明のクランク軸は、アーム部の左右形状がそれぞれ独立に選択できるので、設計の自由度が増加するというメリットがある。   In short, the rigidity of the arm portion is expressed by the bending rigidity Mp and the torsional rigidity Tp in the conventional crankshaft, but can be expressed by the following expressions (3) and (4) in the crankshaft of the present invention. Therefore, the crankshaft of the present invention has an advantage that the degree of freedom of design is increased because the left and right shapes of the arm portions can be independently selected.

曲げ剛性：Ｍｃ＝（Ｍｒ＋Ｍｆ）／２ …（３）
ねじり剛性：Ｔｃ＝（Ｔｒ＋Ｔｆ）／２ …（４） Flexural rigidity: Mc = (Mr + Mf) / 2 (3)
Torsional rigidity: Tc = (Tr + Tf) / 2 (4)

そして、設計パラメータの選択の自由度が増加するので、軽量化の際にアーム部の左右半分の形状それぞれを適切に選択することにより、下記の（５）式、（６）式で示すように、左右対称な従来のアーム部の剛性よりも、非対称アーム部の剛性を大きくできる可能性が生じる。すなわち、軽量で、且つ剛性を大きくする自由度が増加し、メリットが発生する。   And since the freedom degree of selection of a design parameter increases, as shown in the following (5) Formula and (6) Formula by selecting each of the shape of the right-and-left half of an arm part appropriately at the time of weight reduction. Therefore, there is a possibility that the rigidity of the asymmetrical arm portion can be made larger than the rigidity of the symmetrical arm portion. That is, the weight is increased and the degree of freedom to increase the rigidity is increased, resulting in a merit.

Ｍｃ＝（Ｍｒ＋Ｍｆ）／２ ＞ Ｍｐ …（５）
Ｔｃ＝（Ｔｒ＋Ｔｆ）／２ ＞ Ｔｐ …（６） Mc = (Mr + Mf) / 2> Mp (5)
Tc = (Tr + Tf) / 2> Tp (6)

図１０は、燃焼圧の負荷が最大になる時点でのクランク軸のアーム部とコンロッドとの幾何学的関係を示す図である。図１１は、燃焼圧の負荷が最大になる時点でのクランク角θと最大荷重負荷角αとの相関を示す図である。曲げ荷重に関して、気筒内の燃焼圧が最大値を示すのは、前記図２に示すように、クランク軸が圧縮工程上死点から僅かに回転し、クランク角θが約８〜２０°の時点である。   FIG. 10 is a diagram showing a geometric relationship between the arm portion of the crankshaft and the connecting rod when the combustion pressure load becomes maximum. FIG. 11 is a diagram showing a correlation between the crank angle θ and the maximum load load angle α at the time when the load of the combustion pressure becomes maximum. Regarding the bending load, the combustion pressure in the cylinder shows the maximum value as shown in FIG. 2 when the crankshaft rotates slightly from the top dead center of the compression process and the crank angle θ is about 8 to 20 °. It is.

図１０に示すように、アーム部Ａは、アーム部中心線Ａｃに対して最大荷重負荷角αで傾斜した方向に、最大燃焼圧による最大荷重Ｆｍａｘを受ける。その最大荷重負荷角αは、最大燃焼圧が負荷される時点でのクランク角「θ」、ピストンストロークＬｓの半分（ピン部Ｐの軸心Ｐｃとジャーナル部Ｊの軸心Ｊｃとの距離）「Ｌｓ／２」、およびコンロッド４の小端部４Ｓの軸心４Ｓｃ（ピストンピンの軸心）とピン部Ｐの軸心Ｐｃとの距離「Ｌｃ」の一角二辺から定まる三角形の外角で求められる。すなわち、アーム部Ａは、アーム部中心線Ａｃに対し、クランク角θ（約８〜２０°）よりも若干大きい最大荷重負荷角α（約１０〜２０数°）で傾斜した曲げ荷重を受けることになる（図１１参照）。   As shown in FIG. 10, the arm portion A receives a maximum load Fmax due to the maximum combustion pressure in a direction inclined at a maximum load load angle α with respect to the arm portion center line Ac. The maximum load load angle α is the crank angle “θ” at the time when the maximum combustion pressure is applied, and half of the piston stroke Ls (distance between the axis Pc of the pin portion P and the axis Jc of the journal portion J). Ls / 2 ", and the outer angle of the triangle determined from two corners of the distance" Lc "between the axis 4Sc (axis of the piston pin) of the small end 4S of the connecting rod 4 and the axis Pc of the pin P. . That is, the arm portion A receives a bending load inclined with respect to the arm portion center line Ac at a maximum load load angle α (approximately 10 to 20 degrees) slightly larger than the crank angle θ (approximately 8 to 20 °). (See FIG. 11).

図１２は、燃焼圧の負荷が最大になる時点でのクランク軸のアーム部とコンロッドとの幾何学的関係の別例を示す図である。同図に示すエンジンは、ジャーナル部Ｊの軸心Ｊｃの位置（クランク回転軸）がシリンダ中心軸から少し離れた位置にオフセットして配置されたり、ジャーナル部Ｊの軸心Ｊｃの位置がシリンダ中心軸上に配置されているものの、ピストンピンの軸心の位置がシリンダ中心軸から少し離れた位置にオフセットして配置されたりしたものである。この場合、最大荷重負荷角αは、前記図１０で説明したものと同様の三角形とオフセット量Ｌｏを幾何学的に考慮して求められる。   FIG. 12 is a diagram showing another example of the geometric relationship between the arm portion of the crankshaft and the connecting rod at the time when the combustion pressure load becomes maximum. In the engine shown in the figure, the position of the axis Jc of the journal part J (crank rotation axis) is offset at a position slightly away from the cylinder center axis, or the position of the axis Jc of the journal part J is the center of the cylinder. Although arranged on the shaft, the position of the axial center of the piston pin is offset to a position slightly away from the cylinder center axis. In this case, the maximum load load angle α is obtained by geometrically considering the same triangle and offset amount Lo as those described in FIG.

２−２．設計要領
アーム部の曲げ剛性を高める実際の設計は、ノンパラメトリック形状最適化ソフトを用いることができる。ノンパラメトリック形状最適化ソフトでは、最大荷重負荷角αが約１０〜２０数°に傾斜した曲げ荷重が負荷されるアーム部をモデルとし、目的関数を曲げ剛性、制約条件を重量として、曲げ剛性やねじり剛性の高い左右非対称形状のアーム部を設計できる。 2-2. Design Procedure Non-parametric shape optimization software can be used for the actual design to increase the bending rigidity of the arm. In the non-parametric shape optimization software, the arm part to which a bending load with a maximum load load angle α inclined to about 10 to 20 degrees is used as a model, the objective function is the bending stiffness, the constraint is the weight, Asymmetrical arms with high torsional rigidity can be designed.

ほかの設計手法としては、アーム部が左右非対称形状のモデルを複数作成し、それぞれのモデルに最大荷重負荷角αに傾斜した曲げ荷重やねじりトルクを負荷してＦＥＭ解析を実施し、目標とする剛性が得られる最良のものを選択するような試行錯誤的な設計手法でもよい。その場合は、近似的に最適な非対称形状のアーム部が得られる。   As another design method, create multiple models with asymmetrical left and right arms, and apply FEM analysis to each model with a bending load or torsional torque inclined at the maximum load load angle α, and make it the target A trial and error design method may be used in which the best one that can provide rigidity is selected. In that case, an approximately asymmetrically shaped arm portion that is approximately optimal is obtained.

ただし、ノンパラメトリック形状最適化ソフトを使用した場合の方が、より理論的に極値化された軽量で剛性の高いクランク軸になり、より望ましい結果が得られる点で有用である。もっとも、どのような設計手法であるにしろ、基本的には、最大荷重負荷角αに傾斜した曲げ荷重で曲げ剛性が最大となるようにアーム部の左右の形状を非対称に設計すればよい。   However, the use of non-parametric shape optimization software is more useful in that it is a more theoretically extremized lightweight and highly rigid crankshaft, and more desirable results can be obtained. However, whatever design method is used, basically, the left and right shapes of the arm portions may be designed asymmetrically so that the bending rigidity is maximized by the bending load inclined to the maximum load load angle α.

図１３は、本発明のクランク軸におけるアーム部の設計要領の一例を示すフロー図である。ここでは、ノンパラメトリック形状最適化ソフトを用いる。まず、クランク軸のアーム部を設計領域とし、１スローの解析モデルについて最大荷重負荷角αで傾斜した曲げ荷重Ｆｍａｘを負荷する。次に、アーム部の形状についての形状制約を加える。すなわち、回転最大半径や、型鍛造クランク軸の場合は金型の抜き勾配を付けると言ったように、設計、製造上の制約から許容できる形状の範囲を付加する。   FIG. 13 is a flowchart showing an example of the design procedure of the arm portion in the crankshaft of the present invention. Here, non-parametric shape optimization software is used. First, with the arm portion of the crankshaft as a design region, a bending load Fmax inclined at the maximum load load angle α is applied to a one-throw analysis model. Next, a shape restriction on the shape of the arm part is added. In other words, in the case of a die forging crankshaft, a range of allowable shapes is added due to design and manufacturing restrictions, such as adding a draft angle for a die forged crankshaft.

さらに最適化解析では、曲げ剛性の向上を目的関数とし、解析の初期モデルを基準にして可能な限り曲げ剛性が上昇するような解析をする。このときの制約条件は、アーム部重量の軽量化であり、初期モデルの重量に対する低減の変化量を設定する。軽量化を図るときは、初期モデルに対してマイナスＸ％の軽量化という形式で指定する。   Furthermore, in the optimization analysis, an analysis is performed such that the bending rigidity increases as much as possible based on the initial model of the analysis, with the improvement of the bending rigidity as an objective function. The constraint condition at this time is a reduction in the weight of the arm portion, and a change amount of reduction with respect to the weight of the initial model is set. When reducing the weight, it is specified in the form of a weight reduction of minus X% with respect to the initial model.

繰り返し計算では、制約条件である軽量化が最初に満たされるように、アーム部形状が微小に変更されていく。制約条件（軽量化）が満足すると、それを維持しながら、今度は目的関数である曲げ剛性が上昇するように、アーム部形状の微小な修正が加えられる。   In the iterative calculation, the shape of the arm portion is slightly changed so that the weight reduction that is a constraint condition is satisfied first. When the constraint condition (weight reduction) is satisfied, a minute correction of the arm portion shape is added so that the bending rigidity, which is the objective function, is increased while maintaining the constraint condition.

さらに曲げ剛性が限界まで上昇し、極値（最大値）に至っているか否かを判定する。すなわち、目的関数（曲げ剛性）の変化が無くなった状態を極値とし、この状態に達すると計算が収束したものと判定する。このとき、アーム部重量が目標の軽量化重量を満足すると同時に、最大荷重負荷角αで傾斜した最大曲げ荷重に対する剛性が理論的に最大になり、アーム部の曲げ剛性が目標の高剛性を満足している。このときのアーム部の形状は、アーム部中心線を境界にして左右非対称となる。   Further, it is determined whether or not the bending rigidity has increased to the limit and has reached an extreme value (maximum value). That is, the state in which the change in the objective function (bending stiffness) is eliminated is regarded as an extreme value, and when this state is reached, it is determined that the calculation has converged. At this time, the arm part weight satisfies the target weight reduction weight, and at the same time, the rigidity against the maximum bending load inclined at the maximum load load angle α is theoretically maximized, and the bending rigidity of the arm part satisfies the target high rigidity. doing. At this time, the shape of the arm part is asymmetrical with respect to the arm part center line.

２−３．具体例
２−３−１．目的関数として曲げ剛性の最大化
最大荷重負荷角αの曲げ荷重が負荷される時点でアーム部の曲げ剛性が最大になるようにアーム部形状を設計するためには、非対称なアーム部形状が必要条件である。以下では、材料力学に基づく簡単な具体例を示すが、これに限定した訳ではない。 2-3. Specific Example 2-3-1. Maximizing bending rigidity as an objective function To design the arm part shape so that the bending rigidity of the arm part is maximized when the bending load at the maximum load angle α is applied, an asymmetrical arm part shape is required. It is a condition. In the following, a simple specific example based on material mechanics is shown, but it is not limited to this.

（Ａ）材料力学による基礎的な知見   (A) Basic knowledge based on material mechanics

曲げ剛性に関し、一般的な材料力学における知識から、長方形梁材を例に挙げると、その曲げ剛性と断面２次モーメントの関係は下記の（７）〜（８）式で表される。同式の関係より、断面２次モーメントを大きくすることが、曲げ剛性を高めることになる。   Regarding the bending stiffness, taking a rectangular beam as an example from the knowledge of general material mechanics, the relationship between the bending stiffness and the moment of inertia of the cross section is expressed by the following equations (7) to (8). From the relationship of the same formula, increasing the moment of inertia of the cross section increases the bending rigidity.

曲げ剛性：Ｅ×Ｉ …（７）
断面２次モーメント：Ｉ＝（１／１２）×ｂ×ｈ3 …（８）
たわみ変位：ｖ＝ｋ（Ｍ／（Ｅ×Ｉ）） …（９）
（７）〜（９）式中、アーム部断面を矩形とみなし、ｂ：アーム部幅、ｈ：アーム部肉厚、Ｅ：縦弾性率、Ｍ：曲げモーメント、ｋ：形状係数である。 Bending rigidity: E × I (7)
Sectional moment of inertia: I = (1/12) × b × h 3 (8)
Deflection displacement: v = k (M / (E × I)) (9)
In the formulas (7) to (9), the cross section of the arm portion is regarded as a rectangle, and b: arm portion width, h: arm portion thickness, E: longitudinal elastic modulus, M: bending moment, k: shape factor.

一方、ねじり剛性に関しては、一般的な材料力学の知識から、簡易な例として丸棒を挙げると、そのねじり剛性と断面極２次モーメントの関係は下記の（１０）〜（１２）式で表される。同式の関係より、断面を円形状に形成して断面極２次モーメントを大きくすることが、ねじり剛性を高め、望ましいことになる。ここで、ねじり中心軸から遠くに物質（質量）を配置すれば、断面極２次モーメントが増大する。このため、ねじり剛性を高めるには、ねじり中心を中心点とする半径が大きい円形状に質量を多く形成する、あるいは円形に近く形成するのが軽量で望ましい形になる。ここでは、設計指針の方向性を指摘しておく。   On the other hand, regarding torsional rigidity, from a general knowledge of material mechanics, if a round bar is given as a simple example, the relationship between the torsional rigidity and the moment of inertia of the cross-sectional pole is expressed by the following equations (10) to (12). Is done. From the relationship of the same formula, it is desirable to increase the torsional rigidity by forming the cross section in a circular shape and increasing the cross-sectional pole secondary moment. Here, if the substance (mass) is arranged far from the torsional central axis, the cross-sectional pole secondary moment increases. For this reason, in order to increase the torsional rigidity, it is desirable to form a large mass in a circular shape with a large radius around the torsion center or to form a shape close to a circular shape. Here, the direction of the design guidelines is pointed out.

ねじり剛性：Ｔ／γ …（１０）
断面極２次モーメント：Ｊ＝（π／３２）×ｄ4 …（１１）
ねじれ角：γ＝Ｔ×Ｌ／（Ｇ×Ｊ） …（１２）
（１０）〜（１２）式中、Ｌ：軸方向長さ、Ｇ：横弾性率、ｄ：丸棒の半径、Ｔ：ねじりトルクである。 Torsional rigidity: T / γ (10)
Sectional pole secondary moment: J = (π / 32) × d 4 (11)
Twist angle: γ = T × L / (G × J) (12)
In the formulas (10) to (12), L: axial length, G: transverse elastic modulus, d: radius of a round bar, and T: torsion torque.

一般にクランク軸のアーム部は曲げ剛性を高くする必要がある。また、実際には、ねじり剛性も高くする必要性がある。したがって、アーム部の曲げ剛性を高め、さらにねじり剛性を高めることを併行して行うことが望ましい。ただし、ねじり剛性の向上は付加的であるので、以下では、ねじり剛性について積極的には記述しない。   In general, it is necessary to increase the bending rigidity of the arm portion of the crankshaft. In practice, it is also necessary to increase the torsional rigidity. Therefore, it is desirable to increase the bending rigidity of the arm portion and further increase the torsional rigidity. However, since the improvement in torsional rigidity is additive, the following description does not actively describe the torsional rigidity.

（Ｂ）曲げに対し軽量で高剛性なアーム部形状が左右非対称であることの説明
上述のとおり、アーム部には、アーム部中心線に対して最大荷重負荷角αで傾斜した方向に、最大の曲げ荷重が負荷される。この点に着目し、軽量で剛性の高い梁の形状から、アーム部形状を左右非対称とすることが効果的であることを以下に示す。 (B) Explanation of the shape of the arm portion that is lightweight and highly rigid with respect to bending as described above is left-right asymmetric. As described above, the arm portion has a maximum in the direction inclined at the maximum load load angle α with respect to the arm center line. The bending load is applied. Focusing on this point, it will be shown below that it is effective to make the arm shape asymmetrical from the shape of a light and rigid beam.

図１４は、材料力学の梁理論における梁形状の一例を示す図であって、同図（ａ）は矩形梁を、同図（ｂ）は軽量化梁をそれぞれ示す。材料力学的に梁理論で単純化して考えると、曲げ荷重を受ける梁について、剛性が高く、変形が小さくて、最も軽量な２次元の梁形状（板厚ｔが一定）は、図１４（ａ）に示すように、板幅Ｂが一定の矩形梁ではなく、図１４（ｂ）に示すように、板幅Ｂが荷重点から固定端に向かって単調に増大する軽量化梁である。   FIG. 14 is a diagram showing an example of a beam shape in the beam theory of material mechanics. FIG. 14A shows a rectangular beam, and FIG. 14B shows a lightened beam. When considered in terms of material mechanics and simplified by the beam theory, a beam subjected to a bending load has a high rigidity, a small deformation, and the lightest two-dimensional beam shape (having a constant thickness t) as shown in FIG. As shown in FIG. 14B, the beam is not a rectangular beam having a constant plate width B, but a light-weight beam in which the plate width B increases monotonously from the load point toward the fixed end.

図１５は、図１４（ｂ）に示す軽量化梁の概念を利用した左右非対称のアーム部形状を示す図であって、同図（ａ）は斜視図を、同図（ｂ）はアーム部中心線に垂直な断面図をそれぞれ示す。前記図１０、図１２に示すような、アーム部中心線に対して最大荷重負荷角αで傾斜した方向に最大の曲げ荷重が負荷されるアーム部Ａが、図１５（ａ）に示すように、板厚ｔの梁が複数積み重ねられて合成されたものと仮定して考える。すると、その複数の梁の断面形状を、図１４（ｂ）に示すような、固定端に向かって、板幅Ｂが単調増加する軽量化梁とすれば、最も軽量で剛性の高いアーム部Ａになることが想定できる。そのアーム部Ａを、図１５（ａ）に示すように、アーム部中心線Ａｃに垂直な平面で切断すれば、幾何学的な関係から、その断面は図１５（ｂ）に示すようにアーム部中心線Ａｃを境界にして左右非対称な形状になる。   15A and 15B are diagrams showing the shape of an asymmetrical arm portion using the concept of the lightening beam shown in FIG. 14B, where FIG. 15A is a perspective view and FIG. 15B is an arm portion. Sectional views perpendicular to the center line are shown respectively. As shown in FIG. 10 and FIG. 12, the arm portion A to which the maximum bending load is applied in the direction inclined at the maximum load angle α with respect to the arm center line is as shown in FIG. Suppose that a plurality of beams having a thickness t are stacked and synthesized. Then, if the cross-sectional shape of the plurality of beams is a lightened beam whose plate width B monotonously increases toward the fixed end as shown in FIG. Can be assumed. If the arm portion A is cut along a plane perpendicular to the arm portion center line Ac as shown in FIG. 15A, the cross section of the arm portion A as shown in FIG. The shape is asymmetrical with respect to the center line Ac.

このように最大荷重負荷角αでアーム部Ａに負荷される最大曲げ荷重に対し、アーム部Ａは、左右非対称な形状とされることにより、軽量で効率的に剛性が高くなる。アーム部Ａの非対称形状は数多く考えられるが、図１６に示すように、荷重負荷角βをパラメータとして変化させ、その荷重負荷角βが最大荷重負荷角αの時点、すなわち燃焼圧による荷重の負荷が最大になる時点において、曲げ剛性が最大になるように、アーム部Ａを左右非対称な形状に設計すれば、贅肉の無い最も効率的な軽量化が達成できる。これにより、アーム部Ａは、最軽量で高剛性となり、クランク軸の性能を最大限に発揮できる。   As described above, the arm portion A is asymmetrical with respect to the maximum bending load applied to the arm portion A at the maximum load load angle α. Although many asymmetric shapes of the arm part A are conceivable, as shown in FIG. 16, the load load angle β is changed as a parameter, and when the load load angle β is the maximum load load angle α, that is, the load applied by the combustion pressure. If the arm portion A is designed to have a left-right asymmetric shape so that the bending rigidity is maximized at the time when becomes maximum, it is possible to achieve the most efficient weight reduction without luxury. Thereby, the arm part A becomes the lightest and most rigid, and the crankshaft performance can be maximized.

２−３−２．目的関数として重量の最小化
最大荷重負荷角αの曲げ荷重が負荷される時点でのアーム部の曲げ剛性を一定にした条件で、アーム部の重量が最小となるようにアーム部形状を設計することは、上述したように、最大荷重負荷角αの曲げ荷重が負荷される時点でアーム部の曲げ剛性が最大になるようにアーム部形状を設計することと同等である。すなわち、目的関数として重量の最小化は曲げ剛性の最大化を表現上で変えたものであり、両者は、最適設計後に同一のアーム部形状を示し、要件が同じことを意味する。 2-3-2. Minimize weight as objective function Design the arm shape so that the weight of the arm is minimized under the condition that the bending rigidity of the arm is constant when the bending load at the maximum load angle α is applied. As described above, this is equivalent to designing the arm portion shape so that the bending rigidity of the arm portion is maximized when the bending load at the maximum load load angle α is applied. That is, minimizing the weight as the objective function is a change in maximizing the bending rigidity in terms of expression, and both indicate the same arm shape after the optimum design, meaning that the requirements are the same.

図１７は、図１３に示すアーム部の設計要領において、目的関数として重量の最小化と曲げ剛性の最大化が同等であることを示す図である。同図に示すように、アーム部の最適設計は、制約条件を剛性アップ、目的関数を重量減少にそれぞれ設定する場合と（図１７中の右側）、これとは内容を入れ替え、制約条件を重量減少、目的関数を剛性アップにそれぞれ設定する場合と（図１７中の左側）がある。両者の最適化は、途中の経過は異なるが、最終的に収束する設計形状は同じになる。例えば、両者は、収束形状がともに−Ｂ％の軽量化で、Ａ％の剛性アップになり、アーム部形状が同じになる。   FIG. 17 is a diagram showing that minimizing weight and maximizing bending rigidity are equivalent as objective functions in the design procedure of the arm portion shown in FIG. 13. As shown in the figure, the optimal design of the arm part is when the constraint condition is set to increase rigidity and the objective function is set to weight reduction (right side in FIG. 17). There are cases where the reduction and the objective function are set to increase rigidity (on the left side in FIG. 17). The optimization of the two differs in the course of the process, but the design shape that finally converges is the same. For example, in both cases, the convergence shape is -B% lighter, the rigidity is increased by A%, and the arm part shape is the same.

２−３−３．アーム部の形状例
図１８は、本発明のクランク軸におけるアーム部形状の一例を示す図である。図１９は、従来のクランク軸におけるアーム部形状の一例を示す図である。いずれの図でも、（ａ）は１スローの斜視図を示し、（ｂ）は（ａ）におけるアーム部中心線に垂直なＣ−Ｃ’位置での断面図を示す。さらに、（ｃ）は（ａ）におけるアーム部中心線に垂直でＣ−Ｃ’位置とは異なるＤ−Ｄ’位置での断面図を示す。 2-3-3. Example of Shape of Arm Part FIG. 18 is a diagram showing an example of the shape of the arm part in the crankshaft of the present invention. FIG. 19 is a diagram showing an example of the shape of an arm portion in a conventional crankshaft. In any of the drawings, (a) shows a perspective view of one throw, and (b) shows a cross-sectional view at a CC ′ position perpendicular to the center line of the arm portion in (a). Furthermore, (c) shows a cross-sectional view at a DD ′ position different from the CC ′ position perpendicular to the arm portion center line in (a).

図１８に示す本発明のアーム部Ａは、前記図１３に示すとおりに、ノンパラメトリック形状最適化ソフトを用いた設計要領により、最大荷重負荷角αで傾斜した曲げ荷重の下で導出したものであり、軽量で曲げ剛性が高く、アーム部中心線Ａｃを境界にして左右非対称形状である。一方、図１９に示す従来のアーム部Ａは、アーム部中心線Ａｃを境界にして左右対称形状である。   As shown in FIG. 13, the arm portion A of the present invention shown in FIG. 18 is derived under a bending load inclined at the maximum load load angle α according to the design procedure using the non-parametric shape optimization software. In addition, it is lightweight and has high bending rigidity, and has an asymmetrical shape with the arm center line Ac as a boundary. On the other hand, the conventional arm portion A shown in FIG. 19 has a symmetrical shape with the arm portion center line Ac as a boundary.

図２０は、図１８に示す本発明のアーム部と図１９に示す従来のアーム部のそれぞれの曲げ剛性を比較して示す図である。図２１は、それらのそれぞれの１スローの重量を比較して示す図である。いずれの図でも、従来のアーム部を基準（１００％）とした比率で表示している。   FIG. 20 is a diagram comparing the bending rigidity of the arm portion of the present invention shown in FIG. 18 and the conventional arm portion shown in FIG. FIG. 21 is a diagram comparing and comparing the weights of their respective one throws. In any of the figures, the ratio is displayed based on the conventional arm portion as a reference (100%).

図２０に示すように、本発明のアーム部の曲げ剛性は、従来のアーム部よりも大きい。また、図２１に示すように、本発明のアーム部を含む１スローの重量は、従来のアーム部よりも軽くなる。つまり、本発明のように非対称形状のアーム部は、軽量で曲げ剛性も高くなる。   As shown in FIG. 20, the bending rigidity of the arm part of the present invention is larger than that of the conventional arm part. Moreover, as shown in FIG. 21, the weight of 1 throw including the arm part of this invention becomes lighter than the conventional arm part. That is, the asymmetrical arm portion as in the present invention is lightweight and has high bending rigidity.

図２２は、本発明のクランク軸におけるアーム部形状の別例を示す図である。同図において、（ａ）は１スローの斜視図を示し、（ｂ）は（ａ）におけるアーム部中心線に垂直なＣ−Ｃ’位置での断面図を示し、（ｃ）は（ａ）におけるアーム部中心線に垂直でＣ−Ｃ’位置とは異なるＤ−Ｄ’位置での断面図を示す。同図に示すアーム部の形状は、前記図１３に示す設計要領における形状制約として、積極的に重量軽減を行うために、凹部の形成を許容することを加え、この形状制約で解析を行ったものである。   FIG. 22 is a diagram showing another example of the arm portion shape in the crankshaft of the present invention. In the same figure, (a) shows a perspective view of one throw, (b) shows a cross-sectional view at a CC ′ position perpendicular to the arm center line in (a), and (c) shows (a). Sectional drawing in DD 'position different from CC' position perpendicular | vertical to the arm part centerline in FIG. The shape of the arm shown in the figure was analyzed with this shape constraint in addition to allowing the formation of a recess in order to actively reduce weight as a shape constraint in the design procedure shown in FIG. Is.

以上のとおり、本発明のクランク軸は、実態を反映した条件下で、アーム部の形状がアーム部中心線を境界にして非対称とされているので、高い信頼性で曲げ剛性が向上し、これと同時に軽量化を図ることができる。このようなクランク軸は、本発明の設計方法により有効に得られる。   As described above, the crankshaft of the present invention has a highly reliable bending rigidity because the shape of the arm portion is asymmetrical with the center line of the arm portion as a boundary under conditions that reflect the actual situation. At the same time, the weight can be reduced. Such a crankshaft can be effectively obtained by the design method of the present invention.

なお、本発明のクランク軸は、あらゆるレシプロエンジンに搭載されるクランク軸を対象とする。すなわち、エンジンの気筒数は、２気筒、３気筒、４気筒、６気筒、８気筒および１０気筒のいずれでもよく、さらに多いものであってもよい。エンジン気筒の配列も、直列配置、Ｖ型配置、対向配置など特に問わない。エンジンの燃料も、ガソリン、ディーゼル、バイオ燃料など種類を問わない。また、エンジンとしては、内燃機関と電気モータを複合してなるハイブリッドエンジンも含む。   The crankshaft of the present invention is intended for a crankshaft mounted on any reciprocating engine. That is, the number of cylinders of the engine may be any of 2, 3, 4, 6, 8, and 10 cylinders, or more. The arrangement of the engine cylinders is not particularly limited, such as an in-line arrangement, a V-type arrangement, or an opposed arrangement. The fuel of the engine is not limited to gasoline, diesel or biofuel. The engine also includes a hybrid engine formed by combining an internal combustion engine and an electric motor.

本発明は、あらゆるレシプロエンジンに搭載されるクランク軸に有効に利用できる。   The present invention can be effectively used for a crankshaft mounted on any reciprocating engine.

１：クランク軸、
Ｊ、Ｊ１〜Ｊ５：ジャーナル部、 Ｊｃ：ジャーナル部の軸心、
Ｐ、Ｐ１〜Ｐ４：ピン部、 Ｐｃ：ピン部の軸心、
Ｆｒ：フロント部、 Ｆｌ：フランジ部、
Ａ、Ａ１〜Ａ８：クランクアーム部、 Ａｃ：アーム部中心線、
Ａｒ：アーム部の右半分、 Ａｆ：アーム部の左半分、
Ｗ、Ｗ１〜Ｗ８：カウンターウエイト部、
２：ダンパプーリ、 ３：フライホイール、
４：コネクティングロッド、 ４Ｓ：小端部、
４Ｓｃ：小端部の軸心（ピストンピンの軸心） 1: crankshaft,
J, J1-J5: Journal part, Jc: Axis of journal part,
P, P1-P4: Pin part, Pc: Axis center of the pin part,
Fr: front part, Fl: flange part,
A, A1 to A8: Crank arm part, Ac: Arm part center line,
Ar: right half of arm part, Af: left half of arm part,
W, W1-W8: counterweight part,
2: damper pulley, 3: flywheel,
4: Connecting rod, 4S: Small end,
4Sc: Axis of small end (axis of piston pin)

Claims (2)

回転中心となるジャーナル部と、このジャーナル部に対して偏心したピン部と、ジャーナル部とピン部をつなぐクランクアーム部と、を有し、レシプロエンジンに搭載されて、ピン部にはコネクティングロッドを介してピストンピンの軸心からピン部の軸心に向かう方向に燃焼圧による荷重が負荷されるクランク軸の設計方法であって、
燃焼圧による荷重の負荷が最大になる時点において、当該最大荷重の負荷方向におけるクランクアーム部の曲げ剛性が目標剛性を満足しつつ最大になるように、且つ、クランクアーム部の重量が目標重量を満足するように、クランクアーム部の形状を、ピン部の軸心とジャーナル部の軸心とを結ぶアーム部中心線を境界にして非対称とすること
を特徴とするクランク軸の設計方法。 It has a journal part that is the center of rotation, a pin part that is eccentric with respect to this journal part, and a crank arm part that connects the journal part and the pin part, and is mounted on a reciprocating engine, and a connecting rod is attached to the pin part. A crankshaft design method in which a load due to combustion pressure is applied in a direction from the axial center of the piston pin to the axial center of the pin portion,
When the load of the load due to the combustion pressure becomes maximum, the bending rigidity of the crank arm in the load direction of the maximum load is maximized while satisfying the target rigidity, and the weight of the crank arm reaches the target weight. The crankshaft design method is characterized in that the shape of the crank arm portion is asymmetrical with respect to the center line of the arm portion connecting the axis of the pin portion and the axis of the journal portion so as to satisfy. 回転中心となるジャーナル部と、このジャーナル部に対して偏心したピン部と、ジャーナル部とピン部をつなぐクランクアーム部と、を有し、レシプロエンジンに搭載されて、ピン部にはコネクティングロッドを介してピストンピンの軸心からピン部の軸心に向かう方向に燃焼圧による荷重が負荷されるクランク軸の設計方法であって、It has a journal part that is the center of rotation, a pin part that is eccentric with respect to this journal part, and a crank arm part that connects the journal part and the pin part, and is mounted on a reciprocating engine, and a connecting rod is attached to the pin part. A crankshaft design method in which a load due to combustion pressure is applied in a direction from the axial center of the piston pin to the axial center of the pin portion,
燃焼圧による荷重の負荷が最大になる時点において、当該最大荷重の負荷方向におけるクランクアーム部の曲げ剛性が目標剛性を満足するように、且つ、クランクアーム部の曲げ剛性を一定にした条件で、クランクアーム部の重量が最小となるように、クランクアーム部の形状を、ピン部の軸心とジャーナル部の軸心とを結ぶアーム部中心線を境界にして非対称とすることAt the time when the load of the load due to the combustion pressure becomes maximum, the bending rigidity of the crank arm portion in the load direction of the maximum load satisfies the target rigidity, and the bending rigidity of the crank arm portion is constant. The shape of the crank arm part should be asymmetric with respect to the arm center line connecting the axis of the pin part and the axis of the journal part so that the weight of the crank arm part is minimized.
を特徴とするクランク軸の設計方法。Crankshaft design method characterized by
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