往復動機関
【課題】力の伝達効率を高める往復動機関を提供する。
【解決手段】ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続してシリンダライナ８内でピストン２を往復動させる往復動機関であって、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナ８の傾斜を設定する。
【解決手段】ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続してシリンダライナ８内でピストン２を往復動させる往復動機関であって、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナ８の傾斜を設定する。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関やコンプレッサ等の往復動機関に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
一般に、内燃機関やコンプレッサ等は、図１１に示す如くシリンダブロック１０に配置されるシリンダライナ１内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。
【０００３】
ここでシリンダ中心線は、クランク軸中心７とピストンピン４を結ぶ直線Ｌｃ上（クランクシャフト中心直上の線）に位置し、更にシリンダ中心線にはピストン中心の動線Ｌａが合致している。
【０００４】
又、近年、内燃機関において、クランク軸中心とピストンピンを結ぶ直線から、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットさせることにより、スラスト側でピストンが受けるピストン側力（サイドフォース）を低減し、ピストンの摩耗を低減することが考えられている（例えば、特許文献１参照。）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開平７−１５０９６９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかしながら、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ１内の圧力を回転力へ変換する場合や、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、力の伝達効率を更に高めることが求められている。
【０００７】
本発明は、斯かる実情に鑑み、力の伝達効率を高める往復動機関を提供しようとするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明の往復動機関は、ピストンとコンロッドをピストンピンで接続し、前記コンロッドとクランクをクランクピンで接続してシリンダライナ内でピストンを往復動させる往復動機関であって、ピストン中心の動線が上死点のピストンピン位置を通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナの傾斜を設定したものである。
【０００９】
又、本発明において、上死点のピストンピン位置とクランク軸中心とを結ぶ直線に対して、ピストン中心の動線の傾きσは、
時計回りにクランクを回転させる場合、０＜σ＜σｍａｘ
反時計回りにクランクを回転させる場合、−σｍａｘ＜σ＜０
σｍａｘ：限界角度
で設定されることが好ましい。
【００１０】
更に本発明において、ピストン中心の動線の傾きσにおける限界角度σｍａｘは
σｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))
Ｌ：ピストンピンとクランクピンを結ぶ距離
Ｒ：ストローク半径
で設定されることが好ましい。
【発明の効果】
【００１１】
本発明の往復動機関によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線が上死点のピストンピン位置を通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナの傾斜を設定するので、内燃機関等の膨張行程でシリンダ内の圧力を回転力へ変換する場合や、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク及びコンロッドに伴う力の伝達効率を高めることができるという優れた効果を奏し得る。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】本発明の往復動機関であって内燃機関の一例を示す概念図である。
【図２】往復動機関が内燃機関であってピストン中心の動線の傾きの限界角度を示す概念図である。
【図３】往復動機関が内燃機関であってピストンの位置の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図４】往復動機関が内燃機関であって遥動角の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図５】往復動機関が内燃機関であって回転効率の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図６】往復動機関が内燃機関であって一気筒のクランク回転力の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図７】往復動機関が内燃機関であって全ての気筒（四気筒）を合成したクランク回転力の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図８】往復動機関が内燃機関であってピストン中心の動線の傾きを変化させた場合の効率の変化を示すグラフである。
【図９】往復動機関がエアコンプレッサであってクランク角度と各力の関係を示すグラフである。
【図１０】往復動機関がエアコンプレッサであってピストン中心の動線の傾きを変化させた場合の効率の変化を示すグラフである。
【図１１】従来の往復動機関を示す概念図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
以下、本発明の実施の形態例の一例を図１〜図８を参照して説明する。ここで実施例の形態の一例は、時計周りにクランクを回転させる往復動機関の場合を示している。
【００１４】
実施の形態例の往復動機関の一例は内燃機関に用いるものであり、図１に示す如くシリンダブロック１０に配置されるシリンダライナ８内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。
【００１５】
又、シリンダライナ８の構成は、シリンダ中心線がクランク軸中心７とピストンピン４を結ぶ直線Ｌｃ上（クランクシャフト中心直上の線）から反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように設定されている。更に反時計回りにクランクを回転させる場合には、傾きを逆方向に設定し、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くようにしている。
【００１６】
又、ピストン中心の動線の傾きσは、上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線に対して、
実施の一例の如く時計回りにクランクを回転させる場合に、０＜σ＜σｍａｘ
σｍａｘ：限界角度
で設定されている。
【００１７】
更に又、ピストン中心の動線の傾きσは、上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線に対して、
他例（図示せず）の如く反時計回りにクランクを回転させる場合に、−σｍａｘ＜σ＜０
σｍａｘ：限界角度
で設定されている。
【００１８】
更にピストン中心の動線Ｌａの傾きσにおける限界角度σｍａｘは、以下の式１を満たすように設定されている。式１は、
σｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))
であり、
Ｌ：ピストンピン４とクランクピン６を結ぶ距離（コンロッド長）
Ｒ：ストローク半径（クランク半径）
の条件になるように設定されている。
【００１９】
ここで式１の理解を助けるために図２の構成を用いて更に説明する。式１は、シリンダライナ８の傾斜による構成上の幾何学的な限界を示すものであり、往復動機関はピストン摺動方向に下死点が存在しなければ、回転運動ができないことを基準に設定したものである。具体的に図２により限界角度σｍａｘを説明すると、限界角度σｍａｘは上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ａ、下死点のピストンピン位置ＰＢＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ｂの条件で、sinσｍａｘ=Ｂ／Ａで決定される。更に上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ａは、コンロッド長Ｌとクランク半径Ｒとを加算したものになり、下死点のピストンピン位置ＰＢＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ｂは、コンロッド長Ｌからクランク半径Ｒを減算したものになる。このため、sinσｍａｘ=(Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ)からσｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))を導き出すことができる。なお式１で求められる限界角度σｍａｘはラジアン単位であり、［deg.］単位の角度にする場合には360/２πを積算するか、degrees関数等を用いれば［deg.］単位の角度を算出することが可能となる。
【００２０】
続いて図１で示した往復動機関が高効率になるという点を図１の構成及び図１１の従来の構成を用いて説明する。
【００２１】
図１１に示す如く従来の構成は、上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線Ｌ０上にピストン中心の動線Ｌａを配置したものであり、ピストンピン４にかかる力Ｆｃは、シリンダ内圧による力Ｆｐに対してＦｃ＝Ｆｐ／cos(φ)で設定され、クランク回転力Ｆｔは、Ｆｔ＝Ｆｐ・sin(θ＋φ)/cos(φ)で設定される。一方、図１に示す如く実施の形態例の構成は、上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線Ｌ０上に対してピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾きσで傾けたものであり、ピストンピン４にかかる力Ｆｃ'は、シリンダ内圧による力Ｆｐに対してＦｃ'＝Ｆｐ／cos(φ'+σ)で設定され、クランク回転力Ｆｔ'は、Ｆｔ'＝Ｆｐ・sin(θ＋φ')/cos(φ'+σ)で設定される。そして回転力の指標をsin(θ＋φ')/cos(φ'+σ)として図１１の従来構成と図１の形態例の構成とを比較すると、図１の形態例の構成は、後述の図５に示す如く回転効率の向上及び回転損失の低減の範囲で高効率に寄与するものとなる。更に具体的に、従来の構成のクランク回転力Ｆｔと、実施の形態例の構成のクランク回転力Ｆｔ'との比をとって示すと、Ｆｔ'＞０，Ｆｔ＞０の時、Ｆｔ'/Ｆｔ＞１となるところでは回転率の向上となり、Ｆｔ'＜０，Ｆｔ＜０の時、０＜Ｆｔ'/Ｆｔ＜１となるところでは回転損失の低減となり、どちらの範囲でも効率が向上するものとなる。
【００２２】
以下、往復運動機関を内燃機関にして実施の形態例と従来の例と比較して結果を示す。ここで実施の形態例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを１０［deg.］にし、従来例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを０［deg.］にした。又、コンロッド長を１８１．５［mm］、ストローク半径５９［mm］で設定し、内燃機関の駆動条件を２０００［rpm］にした。
【００２３】
［比較例１］
クランク５の回転に伴ってピストン２の位置の変化を従来のものと比較した。その結果、図３に示す如く実施の形態例のストロークは、従来のものに比べてクランク角度０〜２００［deg.］程度の間でストロークが増加し、最大ストロークで３．６６［mm］増加した。
【００２４】
［比較例２］
クランク５の回転に伴って遥動角の変化を従来のものと比較した。ここで遥動角は、ピストン中心の動線Ｌａと、クランク５（ピストンピン４とクランクピン６を結ぶ直線）とからなる角度であり、その結果を図４に示す。実施の形態例の遥動角は、設定段階で従来のものに比べて１０［deg.］傾いていることから、クランク角度が変化する場合であっても従来のものに比べて１０〜２０［deg.］の差を有して変化した。
【００２５】
［比較例３］
クランク５の回転に伴って回転効率の変化を従来のものと比較した。その結果、図５に示す如く実施の形態例の回転効率は、従来のものに比べてクランク角度０〜１３０［deg.］の間で回転効率が上昇し、クランク角度−１２０〜０［deg.］（２４０〜３６０［deg.］）の間で回転損失が低減した。ここでクランク角度１３０〜２４０［deg.］の間の下死点付近では、回転効率が低減したが、力を受ける上死点に比べて回転効率への影響が少ない。
【００２６】
［比較例４］
クランク５の回転に伴って一気筒のクランク回転力の変化を従来のものと比較した。その結果、図６に示す如く実施の形態例の一気筒のクランク回転力は、従来のものに比べてクランク角度９０［deg.］近辺で回転力が上昇し、又、従来のものに比べてクランク角度−９０［deg.］近辺で回転力損失が低減した。
【００２７】
［比較例５］
クランク５の回転に伴って全ての気筒（四気筒）の合成したクランク回転力の変化を従来のものと比較した。その結果、図７に示す如く実施の形態例の全ての気筒（四気筒）を合成したクランク回転力は、従来のものに比べてクランク角度−９０［deg.］近辺、９０［deg.］近辺、２７０［deg.］近辺、４５０［deg.］近辺で回転力が上昇し、行程中央で高効率となった。
【００２８】
［比較例６］
続いてピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σを１０［deg.］に限定せず、複数の角度に変えて回転効率及び燃費向上率を求めた。又、この場合、又、コンロッド長を１８１．５［mm］、ストローク半径５９［mm］で設定し、内燃機関の駆動条件を２０００［rpm］にした。その結果、図８に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］から１２．５［deg.］まで回転効率及び燃費向上率が上昇した。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが１２．５［deg.］から２０［deg.］までの範囲で回転効率及び燃費向上率が低下した。ここで回転効率及び燃費向上率の上昇は、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σにより高効率となると想定され、回転効率及び燃費向上率の低下は、ピストン側力（サイドフォース）の増加により摩擦力が大きくなったことに基づくと想定される。このことからピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σは０［deg.］から２５［deg.］近辺まで回転効率及び燃費向上率の向上を図ることが明らかであり、更に５［deg.］から１８［deg.］までは回転効率の向上が３％以上になることが明らかであり、特に１２．５［deg.］では回転効率及び燃費向上率の向上が最大になることが明らかである。又、この場合のピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σにおける限界角度σｍａｘは、式１の構造上の幾何学的な制限から３０．６［deg.］となる。
【００２９】
而して、このように実施の形態例の往復動機関の一例によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾けるようにシリンダライナ８の傾斜を設定するので、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ８内の圧力を回転力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を高めることができる。又、図５に示す如くピストン中心の動線Ｌａを傾けることにより回転効率の向上、回転損失の低減を図り、よって燃費の向上を図ることができる。
【００３０】
又、実施の形態例の往復動機関の一例において、式１の如くピストン中心の動線Ｌａの傾きσを設定すると、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ８内の圧力を回転力へ変換する場合に、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を適切に高めることができる。更に式２の如くピストン中心の動線Ｌａの限界角度σｍａｘを設定すると、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を一層適切に高めることができる。
【００３１】
以下、本発明の実施の形態例の二例を図９、図１０を参照して説明する。
【００３２】
実施の形態例の往復動機関の二例は、コンプレッサのうちエアコンプレッサに用いるものであり、一例と同様にシリンダライナ８内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。なおコンプレッサは、エアコンプレッサに限定されるものでなく、他の種類のコンプレッサでも良い。
【００３３】
ここでコンプレッサは、内燃機関の場合と同様に、ピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾けるようにシリンダライナ８の傾斜を設定し、力の作用方向が内燃機関の場合と逆になる点を除いて同じような構成を備えている。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾きσは内燃機関と同様に設定され、更にピストン中心の動線Ｌａの限界角度σｍａｘは内燃機関と同様に先の式１に基づいて設定される。
【００３４】
以下、往復運動機関をコンプレッサにして実施の形態例と従来の例と比較した。ここで実施の形態例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを１０［deg.］にし、従来例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを０［deg.］にした。又、コンロッド長を１２０［mm］、ストローク半径３０［mm］で設定し、コンプレッサの駆動条件を５００［rpm］、ロード状態８［kgf/cm２］にした。
【００３５】
［比較例７］
クランク５の回転に伴ってクランク角度と各力（ピストン側力、ピストンピンにかかる力、クランク回転力）の関係を求めた。その結果、図９に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］から９０［deg.］まで駆動トルク低減率（回転軸にかかる力）が向上し、−９０［deg.］から０［deg.］まで駆動トルク低減率の損失が低減した。
【００３６】
［比較例８］
以下、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σを１０［deg.］に限定せず、複数の角度に変えて駆動トルク低減率を求めると共に、式１により限界角度σｍａｘを求めた。又、この場合、コンロッド長を１２０［mm］、ストローク半径３０［mm］で設定し、エアコンプレッサの駆動条件を同様に５００［rpm］、ロード状態８［kgf/cm２］にした。その結果、図１０に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］からσｍａｘまで駆動トルク低減率が上昇した。ここで駆動トルク低減率が低下しない理由としては、エアコンプレッサは、内燃機関に比べてクランク半径がコンロッド長に対して小さいため、遥動角及びピストン側力が小さく、よってピストン側力の増加による摩擦損失が小さく、駆動トルク低減率が低下しないためと想定される。このことからピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σは０［deg.］から限界角度σｍａｘ３６．３［deg.］まで駆動トルク低減率が上昇した。
【００３７】
而して、このように実施の形態例の二例によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナ８の傾斜を設定するので、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を高めることができる。又、図９に示す如くピストン中心の動線Ｌａを傾けることにより駆動トルク低減率の向上を図ることができる。
【００３８】
実施の形態例において、式１の如くピストン中心の動線Ｌａの傾きの限界角度σｍａｘを設定すると、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を一層適切に高めることができる。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾きを設定すると、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を適切に高めることができる。
【００３９】
尚、本発明の往復動機関は、上述の図示例にのみ限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。
【符号の説明】
【００４０】
２ ピストン
３ コンロッド
４ ピストンピン
５ クランク
６ クランクピン
７ クランク軸中心
８ シリンダライナ
Ｌ ピストンピンとクランクピンを結ぶ距離（コンロッド長）
Ｒ クランク半径
ＰＴＤＣ 上死点のピストンピン位置
ＰＢＤＣ 下死点のピストンピン位置
σ ピストン中心の動線の傾き
σｍａｘ 限界角度
【技術分野】
【０００１】
本発明は、内燃機関やコンプレッサ等の往復動機関に関するものである。
【背景技術】
【０００２】
一般に、内燃機関やコンプレッサ等は、図１１に示す如くシリンダブロック１０に配置されるシリンダライナ１内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。
【０００３】
ここでシリンダ中心線は、クランク軸中心７とピストンピン４を結ぶ直線Ｌｃ上（クランクシャフト中心直上の線）に位置し、更にシリンダ中心線にはピストン中心の動線Ｌａが合致している。
【０００４】
又、近年、内燃機関において、クランク軸中心とピストンピンを結ぶ直線から、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットさせることにより、スラスト側でピストンが受けるピストン側力（サイドフォース）を低減し、ピストンの摩耗を低減することが考えられている（例えば、特許文献１参照。）。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００５】
【特許文献１】特開平７−１５０９６９号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００６】
しかしながら、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ１内の圧力を回転力へ変換する場合や、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、力の伝達効率を更に高めることが求められている。
【０００７】
本発明は、斯かる実情に鑑み、力の伝達効率を高める往復動機関を提供しようとするものである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
本発明の往復動機関は、ピストンとコンロッドをピストンピンで接続し、前記コンロッドとクランクをクランクピンで接続してシリンダライナ内でピストンを往復動させる往復動機関であって、ピストン中心の動線が上死点のピストンピン位置を通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナの傾斜を設定したものである。
【０００９】
又、本発明において、上死点のピストンピン位置とクランク軸中心とを結ぶ直線に対して、ピストン中心の動線の傾きσは、
時計回りにクランクを回転させる場合、０＜σ＜σｍａｘ
反時計回りにクランクを回転させる場合、−σｍａｘ＜σ＜０
σｍａｘ：限界角度
で設定されることが好ましい。
【００１０】
更に本発明において、ピストン中心の動線の傾きσにおける限界角度σｍａｘは
σｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))
Ｌ：ピストンピンとクランクピンを結ぶ距離
Ｒ：ストローク半径
で設定されることが好ましい。
【発明の効果】
【００１１】
本発明の往復動機関によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線が上死点のピストンピン位置を通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナの傾斜を設定するので、内燃機関等の膨張行程でシリンダ内の圧力を回転力へ変換する場合や、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク及びコンロッドに伴う力の伝達効率を高めることができるという優れた効果を奏し得る。
【図面の簡単な説明】
【００１２】
【図１】本発明の往復動機関であって内燃機関の一例を示す概念図である。
【図２】往復動機関が内燃機関であってピストン中心の動線の傾きの限界角度を示す概念図である。
【図３】往復動機関が内燃機関であってピストンの位置の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図４】往復動機関が内燃機関であって遥動角の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図５】往復動機関が内燃機関であって回転効率の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図６】往復動機関が内燃機関であって一気筒のクランク回転力の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図７】往復動機関が内燃機関であって全ての気筒（四気筒）を合成したクランク回転力の変化を従来のものと比較したグラフである。
【図８】往復動機関が内燃機関であってピストン中心の動線の傾きを変化させた場合の効率の変化を示すグラフである。
【図９】往復動機関がエアコンプレッサであってクランク角度と各力の関係を示すグラフである。
【図１０】往復動機関がエアコンプレッサであってピストン中心の動線の傾きを変化させた場合の効率の変化を示すグラフである。
【図１１】従来の往復動機関を示す概念図である。
【発明を実施するための形態】
【００１３】
以下、本発明の実施の形態例の一例を図１〜図８を参照して説明する。ここで実施例の形態の一例は、時計周りにクランクを回転させる往復動機関の場合を示している。
【００１４】
実施の形態例の往復動機関の一例は内燃機関に用いるものであり、図１に示す如くシリンダブロック１０に配置されるシリンダライナ８内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。
【００１５】
又、シリンダライナ８の構成は、シリンダ中心線がクランク軸中心７とピストンピン４を結ぶ直線Ｌｃ上（クランクシャフト中心直上の線）から反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように設定されている。更に反時計回りにクランクを回転させる場合には、傾きを逆方向に設定し、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くようにしている。
【００１６】
又、ピストン中心の動線の傾きσは、上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線に対して、
実施の一例の如く時計回りにクランクを回転させる場合に、０＜σ＜σｍａｘ
σｍａｘ：限界角度
で設定されている。
【００１７】
更に又、ピストン中心の動線の傾きσは、上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線に対して、
他例（図示せず）の如く反時計回りにクランクを回転させる場合に、−σｍａｘ＜σ＜０
σｍａｘ：限界角度
で設定されている。
【００１８】
更にピストン中心の動線Ｌａの傾きσにおける限界角度σｍａｘは、以下の式１を満たすように設定されている。式１は、
σｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))
であり、
Ｌ：ピストンピン４とクランクピン６を結ぶ距離（コンロッド長）
Ｒ：ストローク半径（クランク半径）
の条件になるように設定されている。
【００１９】
ここで式１の理解を助けるために図２の構成を用いて更に説明する。式１は、シリンダライナ８の傾斜による構成上の幾何学的な限界を示すものであり、往復動機関はピストン摺動方向に下死点が存在しなければ、回転運動ができないことを基準に設定したものである。具体的に図２により限界角度σｍａｘを説明すると、限界角度σｍａｘは上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ａ、下死点のピストンピン位置ＰＢＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ｂの条件で、sinσｍａｘ=Ｂ／Ａで決定される。更に上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ａは、コンロッド長Ｌとクランク半径Ｒとを加算したものになり、下死点のピストンピン位置ＰＢＤＣからクランク軸中心７までを結ぶ直線距離Ｂは、コンロッド長Ｌからクランク半径Ｒを減算したものになる。このため、sinσｍａｘ=(Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ)からσｍａｘ=Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))を導き出すことができる。なお式１で求められる限界角度σｍａｘはラジアン単位であり、［deg.］単位の角度にする場合には360/２πを積算するか、degrees関数等を用いれば［deg.］単位の角度を算出することが可能となる。
【００２０】
続いて図１で示した往復動機関が高効率になるという点を図１の構成及び図１１の従来の構成を用いて説明する。
【００２１】
図１１に示す如く従来の構成は、上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線Ｌ０上にピストン中心の動線Ｌａを配置したものであり、ピストンピン４にかかる力Ｆｃは、シリンダ内圧による力Ｆｐに対してＦｃ＝Ｆｐ／cos(φ)で設定され、クランク回転力Ｆｔは、Ｆｔ＝Ｆｐ・sin(θ＋φ)/cos(φ)で設定される。一方、図１に示す如く実施の形態例の構成は、上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣとクランク軸中心７とを結ぶ直線Ｌ０上に対してピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾きσで傾けたものであり、ピストンピン４にかかる力Ｆｃ'は、シリンダ内圧による力Ｆｐに対してＦｃ'＝Ｆｐ／cos(φ'+σ)で設定され、クランク回転力Ｆｔ'は、Ｆｔ'＝Ｆｐ・sin(θ＋φ')/cos(φ'+σ)で設定される。そして回転力の指標をsin(θ＋φ')/cos(φ'+σ)として図１１の従来構成と図１の形態例の構成とを比較すると、図１の形態例の構成は、後述の図５に示す如く回転効率の向上及び回転損失の低減の範囲で高効率に寄与するものとなる。更に具体的に、従来の構成のクランク回転力Ｆｔと、実施の形態例の構成のクランク回転力Ｆｔ'との比をとって示すと、Ｆｔ'＞０，Ｆｔ＞０の時、Ｆｔ'/Ｆｔ＞１となるところでは回転率の向上となり、Ｆｔ'＜０，Ｆｔ＜０の時、０＜Ｆｔ'/Ｆｔ＜１となるところでは回転損失の低減となり、どちらの範囲でも効率が向上するものとなる。
【００２２】
以下、往復運動機関を内燃機関にして実施の形態例と従来の例と比較して結果を示す。ここで実施の形態例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを１０［deg.］にし、従来例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを０［deg.］にした。又、コンロッド長を１８１．５［mm］、ストローク半径５９［mm］で設定し、内燃機関の駆動条件を２０００［rpm］にした。
【００２３】
［比較例１］
クランク５の回転に伴ってピストン２の位置の変化を従来のものと比較した。その結果、図３に示す如く実施の形態例のストロークは、従来のものに比べてクランク角度０〜２００［deg.］程度の間でストロークが増加し、最大ストロークで３．６６［mm］増加した。
【００２４】
［比較例２］
クランク５の回転に伴って遥動角の変化を従来のものと比較した。ここで遥動角は、ピストン中心の動線Ｌａと、クランク５（ピストンピン４とクランクピン６を結ぶ直線）とからなる角度であり、その結果を図４に示す。実施の形態例の遥動角は、設定段階で従来のものに比べて１０［deg.］傾いていることから、クランク角度が変化する場合であっても従来のものに比べて１０〜２０［deg.］の差を有して変化した。
【００２５】
［比較例３］
クランク５の回転に伴って回転効率の変化を従来のものと比較した。その結果、図５に示す如く実施の形態例の回転効率は、従来のものに比べてクランク角度０〜１３０［deg.］の間で回転効率が上昇し、クランク角度−１２０〜０［deg.］（２４０〜３６０［deg.］）の間で回転損失が低減した。ここでクランク角度１３０〜２４０［deg.］の間の下死点付近では、回転効率が低減したが、力を受ける上死点に比べて回転効率への影響が少ない。
【００２６】
［比較例４］
クランク５の回転に伴って一気筒のクランク回転力の変化を従来のものと比較した。その結果、図６に示す如く実施の形態例の一気筒のクランク回転力は、従来のものに比べてクランク角度９０［deg.］近辺で回転力が上昇し、又、従来のものに比べてクランク角度−９０［deg.］近辺で回転力損失が低減した。
【００２７】
［比較例５］
クランク５の回転に伴って全ての気筒（四気筒）の合成したクランク回転力の変化を従来のものと比較した。その結果、図７に示す如く実施の形態例の全ての気筒（四気筒）を合成したクランク回転力は、従来のものに比べてクランク角度−９０［deg.］近辺、９０［deg.］近辺、２７０［deg.］近辺、４５０［deg.］近辺で回転力が上昇し、行程中央で高効率となった。
【００２８】
［比較例６］
続いてピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σを１０［deg.］に限定せず、複数の角度に変えて回転効率及び燃費向上率を求めた。又、この場合、又、コンロッド長を１８１．５［mm］、ストローク半径５９［mm］で設定し、内燃機関の駆動条件を２０００［rpm］にした。その結果、図８に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］から１２．５［deg.］まで回転効率及び燃費向上率が上昇した。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが１２．５［deg.］から２０［deg.］までの範囲で回転効率及び燃費向上率が低下した。ここで回転効率及び燃費向上率の上昇は、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σにより高効率となると想定され、回転効率及び燃費向上率の低下は、ピストン側力（サイドフォース）の増加により摩擦力が大きくなったことに基づくと想定される。このことからピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σは０［deg.］から２５［deg.］近辺まで回転効率及び燃費向上率の向上を図ることが明らかであり、更に５［deg.］から１８［deg.］までは回転効率の向上が３％以上になることが明らかであり、特に１２．５［deg.］では回転効率及び燃費向上率の向上が最大になることが明らかである。又、この場合のピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σにおける限界角度σｍａｘは、式１の構造上の幾何学的な制限から３０．６［deg.］となる。
【００２９】
而して、このように実施の形態例の往復動機関の一例によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾けるようにシリンダライナ８の傾斜を設定するので、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ８内の圧力を回転力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を高めることができる。又、図５に示す如くピストン中心の動線Ｌａを傾けることにより回転効率の向上、回転損失の低減を図り、よって燃費の向上を図ることができる。
【００３０】
又、実施の形態例の往復動機関の一例において、式１の如くピストン中心の動線Ｌａの傾きσを設定すると、内燃機関等の膨張行程でシリンダライナ８内の圧力を回転力へ変換する場合に、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を適切に高めることができる。更に式２の如くピストン中心の動線Ｌａの限界角度σｍａｘを設定すると、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を一層適切に高めることができる。
【００３１】
以下、本発明の実施の形態例の二例を図９、図１０を参照して説明する。
【００３２】
実施の形態例の往復動機関の二例は、コンプレッサのうちエアコンプレッサに用いるものであり、一例と同様にシリンダライナ８内でピストン２が往復動し得るように、ピストン２とコンロッド３をピストンピン４で接続し、コンロッド３とクランク５をクランクピン６で接続している。なおコンプレッサは、エアコンプレッサに限定されるものでなく、他の種類のコンプレッサでも良い。
【００３３】
ここでコンプレッサは、内燃機関の場合と同様に、ピストン中心の動線Ｌａを下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾けるようにシリンダライナ８の傾斜を設定し、力の作用方向が内燃機関の場合と逆になる点を除いて同じような構成を備えている。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾きσは内燃機関と同様に設定され、更にピストン中心の動線Ｌａの限界角度σｍａｘは内燃機関と同様に先の式１に基づいて設定される。
【００３４】
以下、往復運動機関をコンプレッサにして実施の形態例と従来の例と比較した。ここで実施の形態例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを１０［deg.］にし、従来例はピストン中心の動線Ｌａの傾きσを０［deg.］にした。又、コンロッド長を１２０［mm］、ストローク半径３０［mm］で設定し、コンプレッサの駆動条件を５００［rpm］、ロード状態８［kgf/cm２］にした。
【００３５】
［比較例７］
クランク５の回転に伴ってクランク角度と各力（ピストン側力、ピストンピンにかかる力、クランク回転力）の関係を求めた。その結果、図９に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］から９０［deg.］まで駆動トルク低減率（回転軸にかかる力）が向上し、−９０［deg.］から０［deg.］まで駆動トルク低減率の損失が低減した。
【００３６】
［比較例８］
以下、ピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σを１０［deg.］に限定せず、複数の角度に変えて駆動トルク低減率を求めると共に、式１により限界角度σｍａｘを求めた。又、この場合、コンロッド長を１２０［mm］、ストローク半径３０［mm］で設定し、エアコンプレッサの駆動条件を同様に５００［rpm］、ロード状態８［kgf/cm２］にした。その結果、図１０に示す如くピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σが０［deg.］からσｍａｘまで駆動トルク低減率が上昇した。ここで駆動トルク低減率が低下しない理由としては、エアコンプレッサは、内燃機関に比べてクランク半径がコンロッド長に対して小さいため、遥動角及びピストン側力が小さく、よってピストン側力の増加による摩擦損失が小さく、駆動トルク低減率が低下しないためと想定される。このことからピストン中心の動線Ｌａの傾き（シリンダ角度）σは０［deg.］から限界角度σｍａｘ３６．３［deg.］まで駆動トルク低減率が上昇した。
【００３７】
而して、このように実施の形態例の二例によれば、シリンダ中心線を反スラスト側に平行にオフセットすることなく、ピストン中心の動線Ｌａが上死点のピストンピン位置ＰＴＤＣを通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナ８の傾斜を設定するので、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を高めることができる。又、図９に示す如くピストン中心の動線Ｌａを傾けることにより駆動トルク低減率の向上を図ることができる。
【００３８】
実施の形態例において、式１の如くピストン中心の動線Ｌａの傾きの限界角度σｍａｘを設定すると、クランク５及びコンロッド３に伴う力の伝達効率を一層適切に高めることができる。又、ピストン中心の動線Ｌａの傾きを設定すると、コンプレッサ等の圧縮行程で回転力を圧縮力へ変換する場合には、クランク５及びコンロッド３による力の伝達効率を適切に高めることができる。
【００３９】
尚、本発明の往復動機関は、上述の図示例にのみ限定されるものではなく、本発明の要旨を逸脱しない範囲内において種々変更を加え得ることは勿論である。
【符号の説明】
【００４０】
２ ピストン
３ コンロッド
４ ピストンピン
５ クランク
６ クランクピン
７ クランク軸中心
８ シリンダライナ
Ｌ ピストンピンとクランクピンを結ぶ距離（コンロッド長）
Ｒ クランク半径
ＰＴＤＣ 上死点のピストンピン位置
ＰＢＤＣ 下死点のピストンピン位置
σ ピストン中心の動線の傾き
σｍａｘ 限界角度
【特許請求の範囲】
【請求項１】
ピストンとコンロッドをピストンピンで接続し、前記コンロッドとクランクをクランクピンで接続してシリンダライナ内でピストンを往復動させる往復動機関であって、ピストン中心の動線が上死点のピストンピン位置を通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナの傾斜を設定したことを特徴とする往復動機関。
【請求項２】
上死点のピストンピン位置とクランク軸中心とを結ぶ直線に対して、ピストン中心の動線の傾きσは、
時計回りにクランクを回転させる場合、０＜σ＜σｍａｘ
反時計回りにクランクを回転させる場合、−σｍａｘ＜σ＜０
σｍａｘ：限界角度
で設定されることを特徴とする請求項１に記載の往復動機関。
【請求項３】
ピストン中心の動線の傾きσにおける限界角度σｍａｘは
σｍａｘ＝Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))
Ｌ：ピストンピンとクランクピンを結ぶ距離
Ｒ：ストローク半径
で設定されることを特徴とする請求項１又は２に記載の往復動機関。
【請求項１】
ピストンとコンロッドをピストンピンで接続し、前記コンロッドとクランクをクランクピンで接続してシリンダライナ内でピストンを往復動させる往復動機関であって、ピストン中心の動線が上死点のピストンピン位置を通り且つ下死点から上死点へ向かって反スラスト側に傾くように、シリンダライナの傾斜を設定したことを特徴とする往復動機関。
【請求項２】
上死点のピストンピン位置とクランク軸中心とを結ぶ直線に対して、ピストン中心の動線の傾きσは、
時計回りにクランクを回転させる場合、０＜σ＜σｍａｘ
反時計回りにクランクを回転させる場合、−σｍａｘ＜σ＜０
σｍａｘ：限界角度
で設定されることを特徴とする請求項１に記載の往復動機関。
【請求項３】
ピストン中心の動線の傾きσにおける限界角度σｍａｘは
σｍａｘ＝Asin((Ｌ−Ｒ)/(Ｌ＋Ｒ))
Ｌ：ピストンピンとクランクピンを結ぶ距離
Ｒ：ストローク半径
で設定されることを特徴とする請求項１又は２に記載の往復動機関。
【図１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【図２】
【図３】
【図４】
【図５】
【図６】
【図７】
【図８】
【図９】
【図１０】
【図１１】
【公開番号】特開２０１１−１２７５６０（Ｐ２０１１−１２７５６０Ａ）
【公開日】平成２３年６月３０日（２０１１．６．３０）
【国際特許分類】
【出願番号】特願２００９−２８８７５９（Ｐ２００９−２８８７５９）
【出願日】平成２１年１２月２１日（２００９．１２．２１）
【出願人】（０００００５４６３）日野自動車株式会社 (1,484)
【Ｆターム（参考）】
【公開日】平成２３年６月３０日（２０１１．６．３０）
【国際特許分類】
【出願日】平成２１年１２月２１日（２００９．１２．２１）
【出願人】（０００００５４６３）日野自動車株式会社 (1,484)
【Ｆターム（参考）】
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