往复式发动机的曲轴的制作方法

本发明涉及可搭载于汽车用发动机、船舶用发动机、发电机等通用发动机这样的往复式发动机的曲轴。

背景技术：

往复式发动机将在缸(汽缸)内的活塞的往复运动变换成旋转运动而输出动力，因此需要曲轴。曲轴大致分成由模锻制造的曲轴和由铸造制造的曲轴。尤其是，在汽缸数为两个以上的多缸发动机中，大多采用强度和刚度较优异的前者的模锻曲轴。

图1是示意性地表示通常的多缸发动机用曲轴的一个例子的侧视图。图1所示的曲轴1是搭载于四缸发动机的曲轴，包括5个轴颈部J1～J5、4个销部P1～P4、前部Fr、凸缘部FI以及分别将轴颈部J1～J5和销部P1～P4相连的8片曲臂部(以下也简称为“臂部”)A1～A8。该曲轴1在全部8片臂部A1～A8一体地具有配重部(日文：カウンターウエイト部)(以下也简称为“配重部(日文：ウエイト部)”)W1～W8，被称为4缸－8片配重的曲轴。

以下，在对轴颈部J1～J5、销部P1～P4、臂部A1～A8以及配重部W1～W8分别进行统称时，将轴颈部的附图标记记为“J”，将销部的附图标记记为“P”，将臂部的附图标记记为“A”，将配重部的附图标记记为“W”。也将销部P以及与该销部P相连的一组臂部A(包括配重部W在内)统一称为“曲拐”。

轴颈部J、前部Fr以及凸缘部Fl配置于与曲轴1的旋转中心相同的轴线上。销部P自曲轴1的旋转中心偏心活塞冲程的一半的距离地配置。轴颈部J被滑动轴承支承于发动机体，成为旋转中心轴。销部P通过滑动轴承与连接杆(以下也称为“连杆”)的大端部连结，该连杆的小端部利用活塞销与活塞连结。

在发动机中，燃料在各缸内爆发。由该爆发形成的燃烧压力引起活塞的往复运动，转换成曲轴1的旋转运动。此时，燃烧压力借助连杆作用于曲轴1的销部P，经由与该销部P相连的臂部A向轴颈部J传递。由此，曲轴1一边反复弹性变形一边旋转。

在支承曲轴的轴颈部的轴承中存在润滑油。根据曲轴的弹性变形，轴承内的油膜压力以及油膜厚度与轴承载荷以及轴颈部的轴心轨迹相互关联地变化。而且，根据轴承处的轴颈部的表面粗糙度和轴瓦的表面粗糙度，不仅产生油膜压力，也产生局部的金属接触。确保油膜厚度对于防止由断油导致的轴承烧粘并且防止局部的金属接触而言是重要的。这是因为会影响燃耗性能。

另外，伴随着曲轴的旋转而产生的弹性变形以及在轴承内的间隙中移动的轴颈部的轴心轨迹使旋转中心产生偏离，因此，对发动机振动(机架振动)产生影响。而且，该振动在车身上传播而影响乘车室内的噪声、乘车舒适度等。

为了提高这样的发动机性能，要求曲轴的刚度较高、难以变形。除此之外，还要求曲轴轻量化。

在曲轴上负载有缸内压力(缸内的燃烧压力)的载荷，另外负载有旋转离心力的载荷。为了施加相对于这些载荷的变形阻力，谋求曲轴的扭转刚度以及弯曲刚度的提高。在曲轴的设计中，首先，确定轴颈部的直径、销部的直径、活塞冲程等主要规格。在主要规格被确定之后，臂部的形状设计成为剩下的设计区域。因此，通过臂部的形状设计来使扭转刚度和弯曲刚度一起提高成为重要的要件。此处所说的臂部如上所述，严格来讲是限定于将轴颈部和销部相连的区域的长圆形状的部分，不包含配重部的区域的部分。

另一方面，曲轴需要静平衡以及动平衡获得平衡的质量分配。这是为了在运动力学上能够作为旋转体进行顺畅的旋转。为了取得该静平衡和动平衡，对于根据弯曲刚度和扭转刚度的必要条件确定的臂部侧的质量，基于轻量化而对配重部侧的质量进行调整成为重要的必要条件。

对于静平衡而言，调整为使臂部以及配重部的各部分的质量矩(质量×重心半径)的全部的和成为零。另外，对于动平衡而言，调整为，以曲轴的旋转轴线上的某一点为基准，以使从该基准点到各部分的重心的轴向上的距离乘以各部分的质量矩(质量×重心半径×轴向距离)，并使这些积的全部的和成为零。

而且，为了在一曲拐内(与一汽缸相对应的曲轴的区域)相对于燃烧压力载荷保持平衡，对平衡率进行调整。平衡率是配重部侧的质量矩相对于曲轴的包括销部的(严格地说也包括连杆的一部分在内的)臂部侧的质量矩的比例。进行调整以使该平衡率处于某恒定范围内。

谋求提高曲轴的臂部的刚度和轻量化处于无法两全的关系，但为了同时达成两者的要求，以往以来提出了各种与臂部形状有关的技术。作为现有技术，存在下述技术。

日本专利第4998233号公报(专利文献1)公开了一种臂部，其中，在臂部的靠销部侧的表面以及靠轴颈部侧的表面上，在将轴颈部的轴心和销部的轴心连结的直线(以下也称为“臂部中心线”)上集中地设置有较大程度地凹陷的凹槽。在专利文献1中公开的臂部的目的在于轻量化和提高刚度。轴颈部侧表面的凹槽有助于通过质量的减小来实现的轻量化，而且，该凹槽的周围的厚壁部有助于扭转刚度的提高。不过，由于在臂部中心线上集中地存在较大程度地凹陷的凹槽，实际上并不怎么能够期待弯曲刚度的提高。

日本特表2004－538429号公报(专利文献2)、日本特表2004－538430号公报(专利文献3)、日本特开2012－7726号公报(专利文献4)以及日本特开2010－230027号公报(专利文献5)公开了一种臂部，其中，在臂部的轴颈部侧的表面上，在臂部中心线上设置有较大面积地较深凹陷的孔部。在专利文献2～5中公开的臂部中也可谋求轻量化和提高扭转刚度。但是，由于在臂部中心线上存在较大面积地较深凹陷的孔部，实际上弯曲刚度降低。

现有技术文献

专利文献

专利文献1：日本专利第4998233号公报

专利文献2：日本特表2004－538429号公报

专利文献3：日本特表2004－538430号公报

专利文献4：日本特开2012－7726号公报

专利文献5：日本特开2010－230027号公报

技术实现要素：

发明要解决的问题

的确，根据所述专利文献1～5所公开的技术，能够谋求曲轴的轻量化和提高扭转刚度。但是，对于曲轴的弯曲刚度的提高，在这些现有技术中存在极限，强烈期望对其进行技术革新。

本发明是鉴于这样的实际情况而做成的，其目的在于提供一种能够实现曲轴的轻量化和提高扭转刚度及弯曲刚度的往复式发动机的曲轴。

用于解决问题的方案

本发明的一实施方式的往复式发动机的曲轴包括：轴颈部，其成为旋转中心轴；销部，其相对于该轴颈部偏心；曲臂部，其将所述轴颈部和所述销部相连；以及与所述曲臂部成为一体的配重部。所述曲轴搭载于往复式发动机。

在所述曲臂部的靠所述销部侧的表面上，在沿着该表面的轮廓的两侧的各自的缘部的内侧，沿着该缘部形成有凹部。

在上述的曲轴中，能够设为如下结构：所述凹部在曲轴的旋转中心的位置处相连。也能够设为如下结构：所述凹部在比曲轴的旋转中心靠所述销部的位置处相连。还能够设为如下结构：所述凹部在比曲轴的旋转中心靠所述配重部的位置处沿着所述轴颈部的轮廓相连。

在上述的曲轴中，优选的是，所述凹部构成为相对于将所述轴颈部的轴心和所述销部的轴心连结起来的直线对称。

发明的效果

根据本发明，在臂部的靠销部侧的表面形成有凹部。由此，臂部的两侧的缘部被厚壁化，缘部的内侧由于凹部而被薄壁化。而且该凹部的内侧的中央部被厚壁化，因此能够实现曲轴的轻量化和提高扭转刚度及弯曲刚度。

附图说明

图1是示意性地表示通常的多缸发动机用曲轴的一个例子的侧视图。

图2是用于说明臂部的弯曲刚度的评价法的示意图。

图3是用于说明臂部的扭转刚度的评价法的示意图，图3的(a)表示一曲拐的侧视图，图3的(b)表示在其轴向观察时的主视图。

图4是表示出于在材料力学上的扭转刚度的观点考虑，将臂部视作单纯的圆板的情况下的典型例的图，图4的(a)表示矩形截面圆板，图4的(b)表示凸型截面圆板，图4的(c)表示凹型截面圆板。

图5是表示出于在材料力学上的弯曲刚度的观点考虑，使臂部的截面形状单纯化并将臂部视作单纯的梁的情况下的典型例的图，图5的(a)表示矩形截面梁，图5的(b)表示凸型截面梁，图5的(c)表示凹型截面梁。

图6是针对与弯曲刚度和扭转刚度直接相关联的截面惯性矩以及极惯性矩根据截面形状汇总大小关系的图。

图7是示意性地表示第1实施方式的曲轴的臂部形状的一个例子的图，图7的(a)表示从销部侧在轴向观察时的主视图，图7的(b)表示A－A剖视图，图7的(c)表示B－B剖视图，图7的(d)表示C－C剖视图，图7的(e)表示D－D剖视图。

图8是示意性地表示第2实施方式的曲轴的臂部形状的一个例子的图，图8的(a)表示从销部侧在轴向观察时的主视图，图8的(b)表示E－E剖视图，图8的(c)表示F－F剖视图，图8的(d)表示G－G剖视图，图8的(e)表示H－H剖视图。

图9是示意性地表示第3实施方式的曲轴的臂部形状的一个例子的图，图9的(a)表示从销部侧在轴向观察时的主视图，图9的(b)表示I－I剖视图，图9的(c)表示J－J剖视图，图9的(d)表示K－K剖视图，图9的(e)表示L－L剖视图。

图10是示意性地表示第4实施方式的曲轴的臂部形状的一个例子的图，图10的(a)表示从销部侧在轴向观察时的主视图，图10的(b)表示M－M剖视图，图10的(c)表示N－N剖视图，图10的(d)表示O－O剖视图，图10的(e)表示P－P剖视图。

具体实施方式

以下，对本发明的往复式发动机的曲轴的实施方式进行详细论述。

1.在曲轴的设计中应该考虑的基本技术

1－1.臂部的弯曲刚度

图2是用于说明臂部的弯曲刚度的评价法的示意图。如图2所示，对于曲轴的各曲拐而言，由缸内的爆发形成的燃烧压力的载荷F经由连杆施加于销部P。此时，各曲拐的两端的轴颈部J被轴承支承着，因此，载荷F从销部P经由臂部A向轴颈轴承传递。由此，臂部A成为3点弯曲的载荷施加状态，弯曲力矩M作用于臂部A。与此相伴，在臂部A上，在板厚方向的外侧(轴颈部J侧)产生压缩应力，在板厚方向的内侧(销部P侧)产生拉伸应力。

在销部P以及轴颈部J的各直径作为设计规格确定了的情况下，臂部A的弯曲刚度依赖于各曲拐的臂部形状。配重部W几乎无助于弯曲刚度。此时，销部P的轴向中央处的燃烧压力施加方向的位移u如下述的式(1)所示那样，与施加于销部P的燃烧压力的载荷F成正比、与弯曲刚度成反比。

u∝F/(弯曲刚度)…(1)

1－2.臂部的扭转刚度

图3是用于说明臂部的扭转刚度的评价法的示意图，图3的(a)表示一曲拐的侧视图，图3的(b)表示在该一曲拐的轴向观察时的主视图。曲轴以轴颈部J为中心进行旋转运动，因此，如图3所示，产生扭矩T。因此，需要提高臂部A的扭转刚度。这是为了相对于曲轴的扭转振动不引起共振而确保顺畅的旋转。

在销部P以及轴颈部J的各直径作为设计规格确定了的情况下，臂部A的扭转刚度依赖于各曲拐的臂部形状。配重部W几乎无助于扭转刚度。此时，轴颈部J的扭转角γ如下述的式(2)所示那样与扭矩T成正比、与扭转刚度成反比。

γ∝T/(扭转刚度)…(2)

2.本发明的曲轴

2－1.用于提高臂部刚度的见解

如上所述，配重部几乎无助于弯曲刚度和扭转刚度。因此，在本实施方式中，提出了轻量且同时提高弯曲刚度和扭转刚度的臂部形状。

2－1－1.使扭转刚度提高的形状

在此，基于材料力学的理论对用于使扭转刚度提高的典型的形状进行研究。对于所述图3所示的臂部A，为了一边维持轻量化一边使扭转刚度提高，增大极惯性矩是有效的。

图4是表示出于在材料力学上的扭转刚度的观点考虑，将臂部视作单纯的圆板的情况下的典型例的图。图4的(a)表示矩形截面圆板，图4的(b)表示凸型截面圆板，图4的(c)表示凹型截面圆板。图4的(a)所示的矩形截面圆板、图4的(b)所示的凸型截面圆板以及图4的(c)所示的凹型截面圆板的各重量考虑维持轻量化并设为相同。即，这些圆板的截面形状为矩形、凸型以及凹型，截面形状彼此不同，但这些圆板的体积相同。

具体而言，图4的(a)所示的矩形截面圆板的截面形状是矩形，厚度是H0，直径是B0。图4的(b)所示的凸型截面圆板的截面形状是中央部比外周部突出而成的凸型，最外周的直径是B0。该中央部的突出部分的厚度是H2，直径是B2，其外周部的厚度是H1。另一方面，图4的(c)所示的凹型截面圆板的截面形状是中央部比外周部凹陷而成的凹型，最外周的直径是B0。该中央部的厚度是H1，凹坑的深度是H3，凹坑的直径是B3。

对于这些圆板的扭转刚度的大小关系，在将重量设为相同的条件下进行查验。通常，根据材料力学的理论，在扭转刚度、极惯性矩以及扭转角之间存在下述的式(3)～式(5)所表示的关系。根据式(3)～式(5)的关系，增大极惯性矩对扭转刚度的提高是有效的。

扭转刚度：G×J/L…(3)

极惯性矩：J＝(π/32)×d⁴…(4)

扭转角：γ＝T×L/(G×J)…(5)

在式(3)～式(5)中，L是轴向长度，G是横向弹性模量，d是圆棒的半径，T是扭矩。

在图4所示的3种圆板中，重量相同这样的条件意味着体积相同这样的条件。因此，关于上述3种圆板的各尺寸参数，存在下述的式(6)的关系。

(π/4)×B0×B0×H0＝(π/4)×(B0×B0×H1+B2×B2×H2)＝(π/4)×{B0×B0×(H1+H3)－B3×B3×H3)}…(6)

并且，3种圆板各自的极惯性矩考虑厚度而以下述的式(7)～式(9)表示。

矩形截面圆板的极惯性矩：

J(A)＝(π/32)×H1×B0⁴…(7)

凸型截面圆板的极惯性矩：

J(B)＝(π/32)×(H1×B0⁴+H2×B2⁴)…(8)

凹型截面圆板的极惯性矩：

J(C)＝(π/32)×{(H1+H3)×B0⁴－H3×B3⁴}…(9)

根据这些式(7)～式(9)，矩形截面圆板的极惯性矩J(A)、凸型截面圆板的极惯性矩J(B)以及凹型截面圆板的极惯性矩J(C)的大小关系以下述的式(10)所示。

J(B)＜J(A)＜J(C)…(10)

该式(10)是根据材料力学从理论上导出的结论。若定性地说，该结论能够从如下这样的材料力学方面的研究来理解：在距扭转中心的距离较远处配置较多的构件的截面形状的极惯性矩变高。

例如，作为同一重量的条件、即满足上述式(6)的条件的实例，想到将各尺寸参数如下述那样设定了的情况。

B0＝100mm、H0＝20mm、H1＝10mm、H2＝H3＝20mm、B2＝B3＝100/√2＝70.71mm。

在该实例的情况下，矩形截面圆板的极惯性矩J(A)根据上述式(7)求出，如下述的式(11)所示。

J(A)＝1.96×10⁸…(11)

凸型截面圆板的极惯性矩J(B)根据上述式(8)求出，如下述的式(12)所示。

J(B)＝1.47×10⁸…(12)

凹型截面圆板的极惯性矩J(C)根据上述式(9)求出，如下述的式(13)所示。

J(C)＝2.45×10⁸…(13)

根据这些式(11)～式(13)，能够在数值上确认上述式(10)的关系成立。

因而，对于扭转载荷，扭转刚度以凸型截面圆板、矩形截面圆板、凹型截面圆板的顺序变高，可以说凹型截面圆板是最优选的形状。

2－1－2.使弯曲刚度提高的形状

在此，基于材料力学的理论对用于使弯曲刚度提高的典型的形状进行研究。对于所述图2所示的臂部A，为了一边维持轻量化一边使相对于弯曲的弯曲刚度提高，增大截面形状的弯曲截面惯性矩是有效率的。

图5是表示从在材料力学上的弯曲刚度的观点考虑，将臂部的截面形状单纯化并将臂部视作单纯的梁的情况下的典型例的图。图5的(a)表示矩形截面梁，图5的(b)表示凸型截面梁，图5的(c)表示凹型截面梁。图5的(a)所示的矩形截面梁、图5的(b)所示的凸型截面梁以及图5的(c)所示的凹型截面梁的各重量考虑维持轻量化并设为相同。即，这些梁的截面形状为矩形、凸型以及凹型，截面形状彼此不同，但这些梁的截面积相同。

具体而言，图5的(a)所示的矩形截面梁的截面形状是矩形，厚度是H0，宽度是B3。图5的(b)所示的凸型截面梁的截面形状是中央部比两侧部突出而成的凸型，整个宽度是B3。该中央部的厚度是H2，宽度是B2，该两侧部各自的厚度是H1，宽度是B1/2。另一方面，图5的(c)所示的凹型截面梁的截面形状是中央部比两侧部凹陷而成的凹型，整个宽度是B3。该中央部的厚度是H1，宽度是B1，该两侧部各自的厚度是H2，宽度是B2/2。

对于这些梁的刚度相对于弯曲载荷的大小关系，在将重量设为相同的条件下进行查验。通常，根据材料力学的理论，矩形梁的弯曲刚度和截面惯性矩的关系以下述的式(14)～式(16)表示。根据式(14)～式(16)的关系，增大截面惯性矩对于弯曲刚度的提高是有效的。

弯曲刚度：E×I…(14)

截面惯性矩：I＝(1/12)×b×h³…(15)

挠曲位移：u＝k(M/(E×I))…(16)

在式(14)～式(16)中，b是宽度，h是厚度，E是纵向弹性模量，M是弯曲力矩，k是形状系数。

在图5所示的3种梁中，重量相同这样的条件意味着体积彼此相同、即截面的面积彼此相同这样的条件。因此，关于上述3种梁的各尺寸参数，存在下述的式(17)的关系。

B3×H0＝(H2×B2+B1×H1)＝(H2×B2+B1×H1)…(17)

并且，3种梁各自的截面惯性矩以下述的式(18)～式(20)表示。

矩形截面梁的截面惯性矩：

I(D)＝(1/12)×B3×H0³…(18)

凸型截面梁的截面惯性矩：

I(E)＝1/3×(B3×E2³－B1×H3³+B2×E1³)…(19)

在式(19)中，

E2是“(B2×H2²+B1×H1²)/{2×(B2×H2+B1×H1)}”，

E1是“H2－E2”，

H3是“E2－H1”。

凹型截面梁的截面惯性矩：

I(F)＝1/3×(B3×E2³－B1×H3³+B2×E1³)…(20)

在式(20)中，

E2是“(B2×H2²+B1×H1²)/{2×(B2×H2+B1×H1)}”，

E1是“H2－E2”，

H3是“E2－H1”。

上述式(19)和上述式(20)的形式是相同的。这表示在重量相同这样的条件下凸型截面梁的截面惯性矩I(E)和凹型截面梁的截面惯性矩I(F)相同。

总之，矩形截面梁的截面惯性矩I(D)、凸型截面梁的截面惯性矩I(E)以及凹型截面梁的截面惯性矩I(F)的大小关系如下述的式(21)所示。

I(D)＜I(E)＝I(F)…(21)

该式(21)是根据材料力学从理论上导出的结论。定性地来说，该结论能够从如下这样的材料力学上的研究来理解：在距弯曲中立面的距离较远处配置较多的构件的截面形状的截面惯性矩变高。

例如，作为同一重量的条件、即满足上述式(17)的条件的实例，想到将各尺寸参数如下述那样设定了的情况。

B1＝B2＝50mm、B3＝100mm、H0＝20mm、H1＝10mm、H2＝30mm。此时，E1＝12.5mm、E2＝17.5mm、H3＝7.5mm。

在该实例的情况下，矩形截面梁的截面惯性矩I(D)根据上述式(18)求出，如下述的式(22)所示。

I(D)＝6.67×10⁴…(22)

凸型截面梁的截面惯性矩I(E)根据上述式(19)求出，如下述的式(23)所示。

I(E)＝2.04×10⁵…(23)

凹型截面梁的截面惯性矩I(F)根据上述式(20)求出，如下述的式(24)所示。

I(F)＝2.04×10⁵…(24)

根据这些式(22)～式(24)能够在数值上确认上述式(21)的关系成立。

因而，可以说，针对弯曲载荷，凸型截面梁和凹型截面梁具有同等的弯曲刚度。另外，与矩形截面梁相比，使臂部的一部分厚壁化那样的凸型截面梁或凹型截面梁是弯曲刚度较高且优选的形状。

2－1－3.使弯曲刚度和扭转刚度提高的基本形状的汇总

图6是针对与弯曲刚度和扭转刚度直接关连的截面惯性矩以及极惯性矩根据截面形状汇总大小关系而成的图。在图6中，针对所述图4以及图5所示的矩形截面、凸型截面以及凹型截面的截面形状的每一个截面形状，以矩形截面为基准“1”的比率表示极惯性矩以及截面惯性矩。

根据图6所示的结果，作为为了使弯曲刚度和扭转刚度一起有效率地提高而共用的方法，可以说存在使臂部的厚度厚壁化这样的方法。如图6所示，若截面形状是凸型或凹型，则弯曲刚度提高，另一方面，若截面形状是凹型，则扭转刚度提高。由此，通过将这些截面形状组合来使弯曲刚度和扭转刚度一起提高。

2－2.本发明的曲轴的概要

如上所述，为了使弯曲刚度和扭转刚度一起提高，将臂部的截面形状设计成使凸型和凹型组合而成的形状是有效的。即，使沿着臂部的轮廓的两侧的缘部厚壁化、使该缘部的内侧薄壁化。而且使作为该薄壁化了的部分的内侧的中央部(在臂部中心线上靠近轴颈部的部分)厚壁化。通过在使臂部的距扭转中心较远的缘部厚壁化的同时使该缘部的内侧薄壁化，能够一边实现轻量化一边确保扭转刚度较高。臂部的缘部的厚壁化有助于确保弯曲刚度。此外，对于确保弯曲刚度而言，臂部的中央部的厚壁化有助于确保弯曲刚度。

基于以上内容，本实施方式的曲轴是在臂部的靠销部侧的表面上，在沿着该表面的轮廓的两侧的各自的缘部的内侧沿着该缘部形成有凹部而成的。由此，臂部的凹部的外侧的缘部被厚壁化、该缘部的内侧由于凹部而被薄壁化。并且该凹部的内侧被厚壁化。因此，本实施方式的曲轴能够实现轻量化和提高扭转刚度及弯曲刚度。

2－3.具体例

[第1实施方式]

图7是示意性地表示第1实施方式的曲轴的臂部形状的一个例子的图。图7的(a)表示从销部侧在轴向观察时的主视图，图7的(b)表示A－A剖视图，图7的(c)表示B－B剖视图，图7的(d)表示C－C剖视图，图7的(e)表示D－D剖视图。图7的(b)的A－A截面是臂部中心线Ac上的截面。图7的(c)的B－B剖视图是与臂部中心线Ac成直角且通过曲轴的旋转中心(轴颈部的轴心Jc)的截面。图7的(d)的C－C截面是与B－B截面平行且比曲轴的旋转中心靠近销部的截面，图7的(e)的D－D截面是与B－B截面平行且比曲轴的旋转中心靠近配重部的截面。

在图7所示的第1实施方式的臂部A中，在销部P侧的表面相对于臂部中心线Ac对称地形成有凹部10。具体而言，臂部A在沿着销部P侧的表面的轮廓的两侧分别具有缘部11。在各缘部11的内侧沿着各缘部11地形成有凹部10。由此，臂部A的两侧的缘部11被厚壁化，该缘部11的内侧由于凹部10而被薄壁化。而且，该凹部10的内侧的中央部被厚壁化。其结果，该曲轴能够实现轻量化和提高扭转刚度以及弯曲刚度。

[第2实施方式]

图8是示意性地表示第2实施方式的曲轴的臂部形状的一个例子的图。图8的(a)表示从销部侧在轴向观察时的主视图，图8的(b)表示E－E剖视图，图8的(c)表示F－F剖视图，图8的(d)表示G－G剖视图，图8的(e)表示H－H剖视图。图8的E－E截面、F－F截面、G－G截面、H－H截面分别与所述图7的A－A截面、B－B截面、C－C截面、D－D截面的位置相对应。

图8所示的第2实施方式的臂部A是以所述图7所示的第1实施方式的臂部A的结构为基础，并对其结构的一部分进行变形而得到的。在第2实施方式中，如图8所示，在臂部A的靠销部P侧的表面形成的凹部10延伸到臂部中心线Ac。凹部10在曲轴的旋转中心、即轴颈部J的轴心Jc的位置处相连。

在第2实施方式中，臂部A的两侧的缘部11被厚壁化，该缘部11的内侧由于凹部10而被薄壁化。而且，该凹部10的内侧的中央部被厚壁化。另外，在第2实施方式中，与上述的第1实施方式相比较，由于臂部A的两侧的凹部10相连，因此凹部10的区域较广。因此，与上述的第1实施方式同样地，第2实施方式的臂部A能够实现曲轴的轻量化和提高扭转刚度及弯曲刚度。特别是，第2实施方式的臂部A的形状在曲轴整体的轻量化方面是有效的。

[第3实施方式]

图9是示意性地表示第3实施方式的曲轴的臂部形状的一个例子的图。图9的(a)表示从销部侧在轴向观察时的主视图，图9的(b)表示I－I剖视图，图9的(c)表示J－J剖视图，图9的(d)表示K－K剖视图，图9的(e)表示L－L剖视图。图9的I－I截面、J－J截面、K－K截面、L－L截面分别与所述图7的A－A截面、B－B截面、C－C截面、D－D截面的位置相对应。

图9所示的第3实施方式的臂部A是将所述图7所示的第1实施方式的臂部A的结构的一部分变形而得到的。在第3实施方式中，如图9所示，在臂部A的靠销部P侧的表面形成的凹部10在比曲轴的旋转中心靠近销部P的位置处相连。

在第3实施方式中，臂部A的两侧的缘部11被厚壁化，该缘部11的内侧由于凹部10而被薄壁化。而且，该凹部10的内侧的中央部被厚壁化。除此之外，凹部10的区域与第1实施方式相比也更大。因此，第3实施方式的臂部A具有与上述的第2实施方式同样的效果。

[第4实施方式]

图10是示意性地表示第4实施方式的曲轴的臂部形状的一个例子的图。图10的(a)是从销部侧在轴向观察时的主视图，图10的(b)表示M－M剖视图，图10的(c)表示N－N剖视图，图10的(d)表示O－O剖视图，图10的(e)表示P－P剖视图。图10的M－M截面、N－N截面、O－O截面、P－P截面分别与所述图7的A－A截面、B－B截面、C－C截面、D－D截面的位置相对应。

图10所示的第4实施方式的臂部A是将所述图7所示的第1实施方式的臂部A的结构的一部分变形而得到的。在第4实施方式中，如图10所示，在臂部A的靠销部P侧的表面形成的凹部10在比曲轴的旋转中心靠近配重部W的位置处相连。特别是，图10所示的凹部10沿着轴颈部J的轮廓相连。

在第4实施方式中，臂部A的两侧的缘部11被厚壁化，该缘部11的内侧由于凹部10而被薄壁化。而且，该凹部10的内侧的中央部被厚壁化。除此之外，凹部10的区域与第1实施方式相比也更大。因此，第4实施方式的臂部A具有与上述的第2、第3实施方式同样的效果。

本实施方式的曲轴以可搭载于所有往复式发动机的曲轴为对象。即，发动机的汽缸数既可以是双缸、三缸、四缸、六缸、八缸以及十缸中的任一个，也可以是更多缸。发动机汽缸的排列也可以是直列配置、V型配置、对置配置等，不做特别限制。发动机的燃料也可以是汽油、柴油、生物燃料等种类，不做特别限制。另外，作为发动机，也包括内燃机和电动机复合而成的混合动力发动机。

产业上的可利用性

本发明能够有效地利用于可搭载于所有往复式发动机的曲轴。

附图标记说明

1、曲轴；J、J1～J5、轴颈部；Jc、轴颈部的轴心；P、P1～P4、销部；Pc、销部的轴心；Fr、前部；Fl、凸缘部；A、A1～A8、曲臂部；Ac、臂部中心线；W、W1～W8、配重部；2、减震带轮；3、飞轮；10、凹部；11、缘部。