专利名称：发动机紧固结构的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种发动机紧固结构，其中汽缸体和汽缸头被叠放并紧固在曲轴箱上，尤其涉及一种发动机紧固结构，能通过减小由于燃烧压力而产生的、作用在汽缸体上的负载来提高汽缸体的耐久性。
背景技术：
作为一种摩托车发动机的紧固结构，例如存在一种发动机紧固结构，其中汽缸体在曲轴箱侧的法兰部分被用螺栓紧固在曲轴箱上，汽缸体在汽缸头侧的法兰部分被用螺栓紧固在汽缸头上。
然而用传统的结构，在要承受由于燃烧压力而产生的大负载的单汽缸和大排量发动机中，大负载最终在汽缸体的轴向中间部位产生大的拉伸应力。
所以在传统的实践上接受通过提高汽缸体轴向中间部分的厚度的方法来保证所需的耐久性。但是，这种增加汽缸体厚度的方法是导致发动机重量增加的原因。
另一方面，存在一种能避免增加发动机重量的传统发动机紧固结构，例如在JP-A-8-28210中披露的发动机紧固结构。在该发动机紧固结构中，汽缸体2的曲轴箱侧法兰部分被用箱体螺栓11紧固在曲轴箱3，4上，汽缸体2的汽缸头侧法兰部分被用螺栓15紧固在汽缸头上。进一步地，汽缸头1被用穿过汽缸体2拧紧的螺栓17紧固在曲轴箱3，4上。
在上述公报里披露的发动机紧固结构中，由于汽缸头1被穿过汽缸体2拧紧的螺栓17紧固在曲轴箱3，4上，施加在汽缸体上的部分燃烧压力由螺栓17来承受，相应地可以减少汽缸体内产生的应力，从而能提高汽缸体的耐久性。
然而对于公报里披露的发动机结构，当将缸头螺栓拧入曲轴箱与汽缸头的固定位置对齐的地方时，由于汽缸头内有冷却水套，缸头螺栓必须向外设置以避开冷却水套。由于这个原因，如从顶上看，曲轴箱被紧固在离开汽缸轴线的位置上，因此曲轴箱必须相应地变大，而对于其他方面则无须这样做。此外，采用将汽缸头螺栓拧入曲轴箱的结构，因为汽缸头螺栓必须处于与曲轴臂不干扰的位置上，且汽缸头的固定位置和曲轴箱的固定位置必须互相对齐，所以降低了设计自由度。
本发明针对传统发动机紧固结构中固有的问题而提出，其目的是提供一种不需不必要地加大曲轴箱、并且不需降低缸头螺栓布置自由度就能保证发动机耐久性的发动机紧固结构。
发明内容
根据本发明的第一方面提供了一种发动机紧固结构，其中汽缸体和汽缸头被叠加并紧固在曲轴箱上，其特征在于形成于汽缸体在曲轴箱侧端部上的箱体侧法兰部分通过箱体螺栓紧固在曲轴箱上，以及使至少部分将汽缸头与汽缸体紧固在一起的缸头螺栓为法兰全螺纹缸头螺栓，该螺栓被拧入箱体侧法兰部分内。
根据本发明的第二方面提供了一种如本发明的第一方面所述的发动机紧固结构，其特征在于所述法兰全螺纹缸头螺栓与箱体螺栓互相交叠一段与所述箱体侧法兰部分在汽缸膛轴向上的厚度基本相同的距离。
根据本发明的第三方面提供了一种如本发明的第一或第二方面所述的发动机紧固结构，其特征在于当从汽缸膛轴向上看时所述法兰全螺纹缸头螺栓和箱体螺栓互相靠近设置。
根据本发明的第四方面提供了一种如本发明的第一到第三方面中任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于当从汽缸膛轴向看时，所述箱体螺栓被设置成使从所述箱体螺栓到经过汽缸膛轴线并垂直于曲轴的第一直线之间的距离比从法兰全螺纹缸头螺栓到所述第一直线之间的距离短。
根据本发明的第五方面提供了一种如本发明的第一到第四方面中任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于当从汽缸膛轴向看时，所述法兰全螺纹缸头螺栓被设置成使从所述缸头螺栓到穿过汽缸膛轴线并平行于曲轴的第二直线之间的距离比从所述箱体螺栓到第二直线之间的距离短。
根据本发明的第六方面提供了一种如本发明的第一到第五方面中任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于法兰全螺纹缸头螺栓的轴向部分露出到外面。
根据本发明的第七方面提供了一种如本发明的第一到第六方面中任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于当从所述汽缸膛轴线方向上看时，至少三个缸头螺栓被设置在汽缸膛的横越所述第二直线的任一侧，以及所述沿所述第二直线的中心缸头螺栓被设定成具有未达到箱体侧法兰部分的长度。
根据本发明的第八方面提供了一种如本发明的第一到第七方面中任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于所述法兰全螺纹缸头螺栓设置于链室和汽缸膛之间，所述链室形成于汽缸膛的一侧，在其中设置有连接曲轴和凸轮轴的凸轮轴驱动链。
根据本发明的第九方面提供了一种如本发明的第一到第八方面中任意一个所述的发动机紧固结构，其特征在于所述法兰全螺纹缸头螺栓一端被拧入箱体侧法兰部分并在其另一端用端盖螺母固定到汽缸头上。
图1为根据本发明的一个实施例的发动机的右视图。
图2为显示发动机的一种研发设计的平视剖面图。
图3为显示发动机的气门传动装置的左视图。
图4为气门传动装置的后视剖面图。
图5为显示发动机平衡轴的研发设计的平视剖面图。
图6为发动机的汽缸头的仰视图。
图7为发动机的汽缸体的仰视图。
图8为显示发动机的汽缸头与汽缸体连接部位的剖面侧视图。
图9为显示发动机的汽缸体与曲轴箱连接部位的剖面侧视图。
图10为显示发动机的汽缸体与曲轴箱连接部位的另一剖面侧视图。
图11为显示发动机的平衡单元的左视图。
图12为平衡单元的固定杆的附接部位的放大剖面图。
图13为平衡单元的转动杆组成元件的侧视图。
图14为显示平衡单元的平衡器驱动齿轮的缓冲结构的侧视图。
图15为平衡单元的右视图。
图16为发动机的轴承座的右视剖面图。
图17为轴承座的左视剖面图。
图18为显示发动机的润滑系统结构的示意图。
图19为显示润滑系统的结构图。
图20为润滑系统的润滑油泵周围区域的侧视剖面图。
图21为润滑系统的左视剖面图。
具体实施例方式
下面将结合
本发明的一个实施例。
图1到21描述了本发明的一个实施例。在附图中，参考数字1表示一个水冷，4冲程，单缸，5气门的发动机，一般来说，发动机具有汽缸体3，汽缸头4和汽缸头盖5叠加并紧固在曲轴箱2上的结构，可滑动地设置在汽缸体3的汽缸膛3a里的活塞6通过连杆7与曲轴8连接。
通过将四个箱体螺栓30a穿过下法兰部分(箱体侧法兰部分)3b进入曲轴箱2在汽缸侧配合面2e拧紧，从而使汽缸体3和曲轴箱2被牢固地连接在一起。更详细而言，箱体螺栓30a被拧进通过插入铸造分别嵌入铝合金曲轴箱2的左右壁部分的铁合金轴承座12，12’(后面将会说明)的螺栓连接部分(连接轴承套部分)12c。注意图10中的参考数字31a表示定位曲轴箱2和汽缸体3的定位销。
此外，汽缸体3和汽缸头4用两个短缸头螺栓30b和四个长缸头螺栓(法兰全螺纹螺栓)30c连在一起。短缸头螺栓30b被拧入缸头4中吸气口4c下面的部分和排气口下面的部分，向下延伸穿过汽缸体3的上法兰部分3f并从其向下突出。然后，在短缸头螺栓30b向下突出的部分上拧上端盖螺母32a，从而使上法兰部分3f以及汽缸体3被紧固在汽缸头4的汽缸侧配合面4a上。
另外，长缸头螺栓30c被拧入汽缸体3的下法兰部分3b，向上延伸从汽缸体3的上法兰部分3f穿过汽缸头4的法兰部分4b并从其向上突出。然后在长缸头螺栓30c向上突出的部分上拧上端盖螺母32b，从而使下法兰部分3b以及汽缸体3紧固在汽缸头4的汽缸侧配合面4a上。请注意长缸头螺栓30c位于汽缸体3的下法兰部分3b和上法兰部分3f之间的部分30c’被露出到外面。
在此，当从垂直于汽缸膛轴线A的方向上看时(参考图10)，长缸头螺栓30c和箱体螺栓30a互相交叠与下法兰部分(箱体侧法兰部分)3b在沿汽缸膛轴线A方向上的厚度基本相同的一段距离。
此外，当沿汽缸膛轴线A方向上看时(参考图6，7)，长缸头螺栓30c和箱体螺栓30a被设置成使其之间建立起下述关系并互相靠近。也就是说，箱体螺栓30a被设置成使从箱体螺栓30a到穿过汽缸膛轴线A且垂直于曲轴的第一直线C1之间的间距a1比从长缸头螺栓30c到第一直线C1之间的间距a2短，或者使箱体螺栓30a的位置从曲轴方向上看更接近汽缸膛的中心。
另外，长缸头螺栓30c被设置成使从长缸头螺栓30c到穿过汽缸膛轴线A并与曲轴平行的第二直线C2之间的间距b2比从箱体螺栓30c到第二直线C2的间距b1小，或者使缸头螺栓的位置更靠近曲轴侧。
更进一步，三个缸头螺栓30c，30b，30c被设置于汽缸膛横越第二直线c2的任一侧，这三个缸头螺栓中，使在沿第二直线C2的方向上位于中心的缸头螺栓为短缸头螺栓30b。该短缸头螺栓30b被设定成具有与上法兰部分3f相对应且未到达下法兰部分3b的长度。
然后，长缸头螺栓30c，30c被设置在缸膛的横越第二直线C2的任一侧。在此，在汽缸膛3a沿曲轴方向(在图7的左手侧)上的一侧形成在其中设置将曲轴的转动传递到凸轮轴上的凸轮轴驱动链40的链室3d。位于汽缸膛在第二直线C2方向上的一侧的长缸头螺栓30c设置在链室3d和汽缸膛3a之间。
这样，在将汽缸体3和汽缸头4连接在一起时，因为不仅用短缸头螺栓30b和端盖螺母32a将汽缸体3的上法兰部分3f紧固到汽缸头4上，还将长缸头螺栓30c拧入用螺栓连接在曲轴箱2的配合面2e上的下法兰部分3b，从而用如此拧紧的长缸头螺栓30c和端盖螺母32b将汽缸体3紧固到汽缸头4的法兰部分4b上，燃烧压力产生的拉伸负载由汽缸体3和四个长缸头螺栓30c承受，这样施加在汽缸体3上的负载可以相应地减小。结果，产生的应力，特别是在汽缸体3的轴向中部产生的应力可以减小，甚至如果减小汽缸体3的厚度也能够保证耐久性。
附带地，如果只有汽缸体3的上法兰部分3f被连接到汽缸头4，在汽缸体3的轴向中部会产生过于大的拉伸应力；在最差的情况下，在上述相关部位会有出现裂缝的情况。然而根据本实施例，由于存在长缸头螺栓30c，可以避免在汽缸体中部产生过于大的应力，从而可防止产生这样的裂缝。
此外，在将长缸头螺栓30c拧入下法兰部分的过程中，由于长缸头螺栓30c被设置成靠近用于紧固曲轴箱的箱体螺栓30a，长缸头螺栓30c将燃烧压力产生的一部分负载传递到箱体侧法兰部分3b，进而箱体侧法兰部分3b将这样传到其上的负载通过箱体螺栓30a传递到曲轴箱2上。从而施加到缸体3的负载能以可靠的方式减小。从这点上看，可以提高汽缸体3承受负载的耐久性。
此外，由于使长缸头螺栓30c和箱体螺栓30a互相交叠一段与箱体侧法兰部分3b在汽缸膛轴线方向上的厚度基本相同的距离，长缸头螺栓30c可以保证将燃烧压力产生的部分负载传递到箱体侧法兰部分3b上，因而能够减小施加在汽缸体3中间部分上的负载。
另外，由于箱体螺栓30a被设置成使到穿过汽缸膛轴线且垂直于曲轴的第一直线C1的间距a1比从长缸头螺栓30c到第一直线C1之间的间距小，或者使箱体螺栓30a的位置在曲轴方向上更靠近汽缸膛的中心，当从汽缸膛的轴线A方向上看，如图7中双点划线所示的那样，在曲轴方向上附接到汽缸体上的曲轴箱2的配合面2e的尺寸可以减小到接近长缸头螺栓30c所设置的位置，作为结果，可以减小曲轴箱在曲轴方向上的尺寸。
进而因为采用了将长缸头螺栓30c拧入汽缸体3的箱体侧法兰部分3b或者长缸头螺栓30c不拧入附接到汽缸体上的曲轴箱2的配合面2e的结构，所以不会有导致长缸头螺栓30c与曲轴8的曲轴臂8b发生干扰的危险，长缸头螺栓30c可设置成使到穿过汽缸中心且与曲轴平行的第二直线C2的间距b2比从箱体螺栓30a到第二直线C2之间的间距b1小，或者使长缸头螺栓30c的位置更靠近曲轴侧，因而能够减小汽缸头4和汽缸体3在垂直于曲轴的方向上的尺寸。
此外，由于长缸头螺栓30c的轴向部分30c’从汽缸体3的侧壁暴露到外面，能减小包围长缸头螺栓30c的壁，从而相应地减轻汽缸体的重量。
另外，由于三个缸头螺栓设置在缸膛横越第二直线C2的任一侧，当沿第二直线C2的方向位于中心的缸头螺栓30b的位置在垂直于曲轴方向上偏离汽缸膛的轴线A时，由于缸头螺栓30b被设定成具有未达到箱体侧法兰部分3b的长度，箱体侧法兰部分3b可以相关于与中心缸头螺栓30b相对应的部分而变得最小，从而能够避免加大曲轴箱尺寸。
另外，因为长缸头螺栓30c设置于汽缸膛3a和形成于汽缸膛3a一侧的链室3d之间，长缸头螺栓30c可以通过有效利用形成于其间的死区设置。
进一步地，因为长缸头螺栓30c一端拧入箱体侧法兰部分3b，其另一端通过端盖螺母32b紧固在汽缸头，无需保证在汽缸头上方有一大的空间就可以移开汽缸头，所以能保证发动机的维护性能。
这里，如图5，16所示，右侧轴承座12’有轴套部分12b，曲轴8的右侧轴承11a’通过压配合被插入其中以便安装在轴承孔12a里。然后，从曲轴8延伸到曲轴箱2的汽缸侧配合面2e附近的方向看过去，螺栓连接部分12c，12c从轴套部分12b的其位置横越曲轴8互相相对的前部和后部向上延伸。
此外，如图5，17所示，在左侧轴承座12中，从曲轴8延伸到曲轴箱2的汽缸侧配合面2e附近的方向看过去，螺栓连接部分12c，12c从其位置横越曲轴8互相相对的前部和后部向上延伸。另外，轴环孔12e形成在轴套部分12b里，向其中压配合一个外直径大于平衡器驱动齿轮25a的铁轴环12d，所述平衡器驱动齿轮25a将在后面说明。然后，左侧曲轴轴承11a插入装配于轴环12d的轴承孔12a里。
在此，轴环12d便于将曲轴8装配到曲轴箱2里，具有平衡器驱动齿轮25a的齿轮单元25被压配合到曲轴8上。
此外，如图5所示，密封板25d设置于曲轴8的左轴部分8c上的齿轮单元25和轴承11a之间。密封板25d内径侧部分由齿轮单元25和轴承11a的内圈夹持，在该密封板的外径侧部分和轴承11a的外圈之间设置一个小缝隙以避免两者间的干扰。另外，使密封板25d的外圆周表面与轴环12d的法兰部分12h的内圆周表面之间发生滑动接触。
进一步地，密封管17i设置于曲轴8的右轴部分8c’的轴承11a’与盖板17g之间。密封管17i的内圆周表面与右轴部分8c’固定配合。此外，带有迷宫结构的密封槽形成于密封管17i的外圆周表面上，密封管17i的外圆周表面与形成于右箱体部分2b里的密封孔2p的内圆周表面形成滑动接触。
这样，曲柄室2c内的压力泄漏就能通过在曲轴8的左右轴部分8c，8c’的轴承11a，11a’外侧设置密封板25d和密封管17i而防止。
这样，根据本实施例，由于向汽缸体3侧延伸的螺栓连接部分(连接轴套部分)12c，12c整体形成在插入铸造于铝合金曲轴箱2内的每个铁合金曲轴支承轴承元件12，12’的其位置横越汽缸膛轴线A互相相对的侧面上，将汽缸体3连接到曲轴箱2上的箱体螺栓30a被分别拧入螺栓连接部分12c，燃烧压力产生的负载能均匀地由其位置横越汽缸膛轴线A互相相对的前后两个螺栓连接部分12c承受，因而可以提高汽缸体3与曲轴箱2之间的连接刚度。
此外，由于设置成平行且靠近曲轴8的平衡轴22，22’至少在其一端由铁合金轴承元件12，12’支承，所以能提高平衡轴22，22’的支承刚度。
进一步地，在将铁合金轴承座12，12’嵌入铝合金曲轴箱2内时，由于螺栓连接部分12c的上端面12f被向里定位不暴露到曲轴箱2的汽缸侧配合面，所以不会出现具有不同硬度和材料的金属部件在曲轴箱2与汽缸体3之间的连接处以混合形式存在的危险，因此能够避免降低密封性能。也就是说，如果使螺栓连接部分12c的上端面12f与形成于铝合金汽缸体3的下法兰3b上的箱体侧配合面3c邻接，由于热膨胀系数差异会引起密封性能的降低。
另外，在左侧轴承座12里，因为比平衡器驱动齿轮25a的外径大的轴环12附接到轴承11a的外圆周上，当将曲轴装配进曲轴箱2时，其中平衡器驱动齿轮25a通过压配合或类似方法固定附接在曲轴8(或平衡器驱动齿轮25a当然也可以整体形成于曲轴8上)，所以不会有平衡器驱动齿轮25a与轴承座12的轴套部分12b的最小内径部分发生干扰的危险，从而能毫无问题地进行曲轴8的装配工作。
曲轴箱2为分成左右箱体部分2a，2b两部分的两块式类型。左箱体盖9可拆卸地附接在左箱体部分2a上，由左箱体部分2a和左箱体盖9围成的空间形成了飞轮磁性室9a。附接到曲轴8的左端部的调速飞轮磁性发电机35容纳于该飞轮磁性室9a内。请注意下面将提到飞轮磁性室9a通过链室3d，4d与凸轮轴排列室连通，从而使已经用于润滑凸轮轴的大部分润滑油经过链室3d，4d落入飞轮磁性室9a内。
此外，右箱体盖10可拆卸地附接在右箱体部分2b上，由右箱体部分2b和右箱体盖10围成的空间形成离合器室10a。
曲轴室2c和传动室2d分别形成于曲轴箱2的前后部分上。使曲轴室2c向汽缸膛3a开口但被限定为与诸如传动室2d的其他室基本分离。因此，传动室2d的压力随着活塞的垂直往复运动而波动，因而使传动室2d能起到泵的作用。
传动装置13容纳和设置在传动室2d内。传动装置13具有恒定的啮合结构，其中主轴14和驱动轴15被设置和排列成与曲轴8平行，附接在主轴14上的第一级速到第五级速齿轮1p到5p与附接在驱动轴15上的第一级速到第五级速齿轮1w到5w恒定啮合。
主轴14通过主轴轴承11b，11b可旋转地由左右箱体部分2a，2b支承，而驱动轴15通过驱动轴轴承11c，11c可旋转地由左右箱体部分2a，2b支承。
主轴14的右端部分穿过右箱体部分2b并突向右侧，离合器机构16附接在该突出部分上，且该离合器机构16位于离合器室10a内。然后，离合器机构16的一个大减速齿轮(输入齿轮)16a与固定附接在曲轴8右端部分的一个小减速齿轮17啮合。
驱动轴15的左端部分从左箱体部分2a向外突出，而驱动链轮18附接在该突出部分上。该驱动链轮18与后轮上的从动链轮连接。
根据本实施例的平衡单元19包括横越曲轴8相对设置，并具有基本相同的结构的前后平衡器20，20’。前后平衡器20，20’包括不旋转的平衡轴22，22’和通过轴承23，23可旋转支承在平衡轴上的配重24，24。
在此使平衡轴22，22’还兼作为在曲轴方向上将左右箱体部分2a，2b紧固并连接在一起的箱体螺栓(连接螺栓)。通过使形成于旋转支承的配重24在发动机的横向的内侧的法兰部分22a邻接整体形成于插入铸造在左右箱体部分2a，2b的轴承座12，12’上的轴套部分12g，并且在各自平衡轴22，22’的相对端部上拧紧固定螺母21b，21a，各平衡轴22，22’就发挥将左右箱体部分2a，2b连接在一起的功能。
配重24包括一个半圆形配重主体24a和整体形成于配重主体上的一个圆形齿轮支承部分24b，环形的平衡器从动齿轮24c固定附接于齿轮支承部分24b。请注意参考数字24b表示配重24的其位置与配重主体24a相对的部分上制作的孔，用于将零件的重量减到尽可能低的水平。
附接在后平衡器20’上的平衡器从动齿轮24c与相对于齿轮单元25a旋转附接的平衡器驱动齿轮25a啮合，其中齿轮单元25通过压配合牢固地附接在曲轴8的左轴部分8c上。
请注意参考数字25b表示整体形成在齿轮单元25上，并如图11所示有一个用于对准气门定时的定时标记的对准或定时标记25c的定时链驱动链轮。齿轮单元25压配合在曲轴8上，以使定时标记25c在曲轴8位于压缩冲程顶部死点时从曲轴延伸的方向看去对准汽缸膛轴线A。
此外，附接到前平衡器20上的平衡器从动齿轮24c与平衡器驱动齿轮17a啮合，其中该平衡器驱动齿轮17a相对于固定附接在曲轴8右轴部分8c’上的小减速齿轮17可旋转地支承。
在此，后平衡器驱动齿轮25a相对于齿轮单元25可旋转地支承，而前平衡器驱动齿轮17a相对于小减速齿轮17可旋转地支承。然后每个都由板簧制成的U形缓冲弹簧分别设置于平衡器驱动齿轮25a，17a和齿轮单元25以及小减速齿轮17之间，以限制将发动机内发生的由于扭矩波动产生的冲击传递到平衡器20，20’上。
在此，虽然将结合附图14说明用于驱动前平衡器20的平衡器驱动齿轮17a，对于用于驱动后平衡器的平衡器驱动齿轮25a的说明也是一样的。平衡器驱动齿轮17a制成环形并旋转地相对于小减速齿轮17的一侧由滑动面17b支承，其中该滑动面17b被形成为具有比减速齿轮17小的直径。然后在滑动面17b上形成一定数量的U形弹簧保持槽17c，形成时以绕曲轴中心放射状分布的方式将其装回该滑动面，U形缓冲弹簧33被布置成插入弹簧保持槽17c内的适当位置上。缓冲弹簧33的开口侧端部分33a，33a锁定在形成于锁定凹进部分17d内的前后台阶部分上，该锁定凹进部分形成于平衡器驱动齿轮17a的内圆周面上。
当由于扭矩波动而出现小减速齿轮17与平衡器驱动齿轮17a之间发生相对转动的情况时，缓冲弹簧33在末端部分33a，33a之间的间隙变窄的方向上发生弹性变形，以吸收所如此产生的扭矩波动。请注意参考数字17g表示用于将缓冲弹簧33保持在保持槽17c内的盖板，参考数字17h表示用于将小减速齿轮17与曲轴8连接起来的键，参考数字17e，17f分别表示在装配小减速齿轮17和平衡器驱动齿轮17a时用的对准标记。
在平衡器20，20’上设置用于调整平衡器从动齿轮24c，24c与平衡器驱动齿轮25a，17a之间齿隙的机构。该调整机构被构造成使平衡轴22，22’的平衡器轴线稍微偏离平衡器从动齿轮24c的旋转中心。也就是说，当使平衡轴22，22’绕平衡器轴线旋转时，平衡器从动齿轮24c的旋转中心线与平衡器驱动齿轮25a，17a的旋转中心线之间的间隙稍微变化，齿隙也发生变化。
在此，用于转动平衡轴22，22’的机构在前平衡器20和后平衡器20’之间有所不同。首先，在后平衡器20’中，在后平衡轴22’的左端部分上形成六角形锁定突起22b，在转杆26一端上形成的一个类似花键(多边星形)的锁定孔26a卡在锁定突起部分22b上。此外，在转杆26的另一端部分上以绕平衡器轴线延伸的形式形成一个类似弧形的螺栓孔26b。
穿过螺栓孔26b的固定螺栓27a安置在导板28内。导板28通常做成类似弧形的形状并固定地用螺栓拧在曲轴箱2上。请注意导板28还具有控制润滑油流动的功能。
后平衡器20’的齿隙调整如此进行，松开固定螺母21a转动转杆26，将齿隙调整到合适的状态，然后利用固定螺栓27a和固定螺母27b固定转杆26，此后重新拧紧固定螺母21a。
在前平衡轴22左端部上形成具有通过在横截面圆形的两侧上形成平面部分22e而形成的椭圆形横截面的握持部分22f(参考图12)。具有与握持部分22f的外圆周形状匹配的内圆周形状的轴环29a附接在握持部分22f上，进而将夹持杆29的夹持部分29b以能在轴向移动但不发生相对转动的方式附接在轴环29a的外侧。夹持杆29的末端部分29e用螺栓29f固定在左箱体部分2a的轴套部分2f。此外，在夹持杆29的夹持部分29b上形成一个紧固狭缝29c，这样能通过拧紧固定螺栓29d来防止轴套29的转动进而防止平衡轴22的转动。另外，将固定螺母21b拧到平衡轴22上轴套29的外侧，通过垫片紧固在该处。
前平衡器20的齿隙调整如此进行，松开固定螺母21b或最好将其拿掉，用工具夹住平衡轴22的握持部分22f转动该轴以将齿隙调整到合适的状态，然后拧紧固定螺栓29d，随后拧紧固定螺母21b。
此外，通过将上部切成弧形在锁定突起部分22b的上部形成润滑油引进部分22c。使导孔22d向该引进部分22c开口，该导孔延伸到平衡轴22里并从中穿过到平衡轴22的外圆周面下方，由此使润滑油引进部分22c与平衡器轴承23的内圆周面连通。这样落入润滑油引进部分22c的润滑油就供应到平衡器轴承23上。
在此，虽然配重24和平衡器从动齿轮24c在前平衡器20内沿曲轴延伸方向设置在右端部分，在后平衡器20’中，它们被设置于左端部分。此外，在前后平衡器20，20’中平衡器从动齿轮24c位于相对于配重24向右，因此在前后两个平衡器内配重24和平衡器从动齿轮24c被设定成相同的构型。
这样，根据本实施例，由于平衡器20的配重主体24a和平衡器从动齿轮24c沿曲轴延伸方向设置在前平衡轴(主平衡轴)22的右手侧(一侧)，而配重主体24a和平衡器从动齿轮24c沿曲轴延伸方向设置在后平衡轴(次平衡轴)22’的左手侧(另一侧)，可以避免在设置两轴平衡器单元时可能导致的曲轴方向上重量平衡的减小。
另外，因为使前后平衡轴22，22’还兼用作将左右箱体部分2a，2b连接在一起的箱体螺栓，当采用两轴平衡器单元时，在限制发动机结构变得复杂、限制元件数量增加的同时能提高曲轴箱的连接刚度。
此外，由于平衡器配重主体24a和平衡器从动齿轮24c整体制成并分别由平衡轴22，22’可旋转地支承，只有由平衡器配重主体24a和平衡器从动齿轮24c组成的配重能够被驱动而转动，因此发动机的输出可以有效地得到利用，达到无需驱动平衡轴本身转动的程度。
此外，与将平衡器配重与平衡轴制成一体的发动机结构相比，装配的自由度可以得到提高。
另外，因为使平衡器从动齿轮24c的旋转中心线相对于平衡轴22，22’的轴线偏离，平衡器从动齿轮24c和曲轴8侧的平衡器驱动齿轮25a，27a之间的齿隙可以通过简单的结构或者仅通过旋转平衡轴的简单操作来调整，从而能避免产生噪音。
在前平衡轴22上，通过用工具夹紧形成在平衡轴22左手侧上的握持部分22f转动平衡轴22来实现齿隙调整，在后平衡轴22’上，通过转动设置在平衡轴22’左手侧的转杆26实现齿隙调整。这样，在前后平衡轴22，22’中的任意一个上，可以从发动机的左手侧来调整齿隙，因此能有效率地进行齿隙调整工作。
另外，由于曲轴8侧与平衡器从动齿轮24c啮合的平衡器驱动齿轮17a被构造成以相对于固定在曲轴8上的小减速齿轮17的滑动面17b转动的方式设置，而U形缓冲弹簧33设置于通过将其从滑动面17b装回而形成的弹簧保持槽17c内，发动机内由于扭矩波动而产生的冲击可以通过紧凑的结构吸收从而使平衡器单元能平稳地工作。请注意对于平衡器驱动齿轮25a也可以作出同样的说明。
进一步地，冷却剂泵48设置成与前平衡轴22同轴并位于其右端部分。冷却剂泵48的转轴通过奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)以可吸收转轴与平衡轴22中心之间的少许偏差的方式与平衡轴22连接，该奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)与后面要提到的润滑油泵52的连接器具有相似的结构。
在本实施例的气门传动装置中，设置于缸头盖5内的进气凸轮轴36和排气凸轮轴37被构造成由曲轴8驱动而旋转。更详细而言，压配合而附接在曲轴8的左轴部分8c上的齿轮单元25的曲轴链轮25b，与由位于汽缸头4内的支承轴39可旋转地支承的中间链轮38a通过定时链40连接；整体形成于中间链轮38a上且其直径比中间链轮38a小的中间齿轮38与固定在进气和排气凸轮轴36，37端部上的进气和排气齿轮41，42啮合。请注意定时链40被设置成穿过汽缸体3和汽缸头4左壁上形成的链室3d，4d。
中间链轮38a和中间齿轮38b通过两副滚针轴承44由支承轴39可旋转地支承，该支承轴39在曲轴沿汽缸膛轴线A延伸的方向上穿过汽缸头4上的链室4d。支承轴39在其法兰部分39a位置通过两个螺栓39b固定于汽缸头4上。请注意参考数字39c，39d分别表示密封垫圈。
在此，采用市场上可以买到的(标准)轴承作为上述两副滚针轴承44，44。在各自的轴承44，44之间设置间隙调整轴环44a，并在轴承端部设置止推垫圈44b，44b用于接收推力负荷。止推垫圈44b制成台阶状，其具有与中间链轮的端面滑动接触的大直径部分和朝滚针轴承44轴向突出的台阶部分。
这样，因为间隙调整轴环44a设置于两副轴承44，44之间，通过调整轴环44的长度可以采用市场上可以买到的标准轴承作为滚针轴承，从而能降低成本。
另外，由于采用具有台阶结构的垫圈作为止推垫圈44b，可以改进中间链轮38a的装配工作。也就是说，在装配中间链轮38a时，当支承轴39在中间链轮38a和中间齿轮38b设置于链室4d内，且止推垫圈以不从其上掉落的方式位于中间链轮38a和中间齿轮38b的端部的状态时从外面插入，可以通过使止推垫圈44b的台阶部分卡在中间链轮38a的轴孔里以防止推垫圈44b掉落，从而提高装配性能。
另外，油孔39e形成于支承轴39上，用于经由汽缸头4上形成的油引进孔4e将从凸轮室引进的润滑油输送到滚针轴承44。
此外，四个重量减轻孔38c和两个适合于在装配时使用并使其兼作为重量减轻孔的检查孔38c呈60度间隔形成。然后，对准或定时标记38d印在基本位于用于中间齿轮38b的检查孔38c’的正中心的轮齿上，定时标记41a，42a也印在与定时标记38d相对应的进气和排气凸轮轴齿轮41，42的两个轮齿上。在此，当左右定时标记38d，38d与定时标记41a，42a对齐时，进气和排气凸轮轴齿轮41，42分别位于相应于压缩冲程的顶部死点的位置上。
进一步地，当定时标记38d与41a，42a对准时，定时标记38e，38e也形成在中间链轮38a的位于汽缸头4的盖侧配合面4f上的部位上。
为了对齐气门定时，首先通过对准定时标记25c(参考图11)和汽缸膛轴线A，使曲轴8保持在压缩冲程的顶部死点上。另外，定位通过支承轴39附接在汽缸头4上的中间链轮38a和中间齿轮38b，使中间链轮38a的定时标记38e对准盖侧配合面4f，在该状态下，曲轴链轮25b和中间链轮38a通过定时链40连接。然后当通过检查孔38c’确认定时标记41a，42a与中间齿轮38b上的定时标记38d对齐时，使进气和排气凸轮轴36，37上的进气和排气凸轮轴齿轮41，42与中间齿轮38b啮合，且进气和排气凸轮轴36，37通过凸轮托架固定在气缸头4的上表面上。
从而，由于在中间链轮38a上设置兼作为重量减轻孔以减轻大直径中间链轮38a重量的检查孔38c’，所以可以通过检查孔38c’确认装到中间链轮38a的背面的小直径中间齿轮38b上的定时标记38d与凸轮轴齿轮41，42上的定时标记41a，42a对齐；当将小直径中间齿轮38b放置到大直径中间链轮38a的背面时，中间齿轮38b与凸轮轴齿轮41，42之间的啮合位置可以简便且可靠的方式经观察得以确认，从而能毫无问题地对准气门定时。
此外，因为中间齿轮38b可以设置在中间链轮38a的背面侧，从而与中间齿轮38b啮合的凸轮轴齿轮41，42到凸轮尖36a的尺寸可做得较短，同时凸轮轴的扭转角度可以做得小到所述尺寸能做得那样短的程度，从而使凸轮轴周围区域做得紧凑。
也就是说，例如在中间齿轮38b设置在中间链轮38a前侧位置上的情况下，虽然气门定时能容易对准，但凸轮轴齿轮41，42到凸轮尖之间的尺寸变长，凸轮轴的扭转角度变大到所述尺寸扩大的程度，从而降低了气门开闭定时的控制精度。
另外，在中间齿轮38b设置在中间链轮38a前侧位置上的情况下，中间链轮支承轴39与凸轮轴36，37之间的间隙需要扩大以避免中间链轮38a和凸轮轴36，37之间发生任何干扰，这会导致凸轮轴周围区域扩大的情况。
在此，在中间齿轮38b与凸轮轴齿轮41，42之间设置了齿隙调整机构。该调整机构具有以下结构，进气凸轮轴齿轮41和排气凸轮轴齿轮42由两个齿轮组成，如驱动齿轮(动力传递齿轮)46和变速齿轮(调整齿轮)45，还可以调整驱动齿轮46与变速齿轮45间的角度位置。
亦即变速齿轮45和驱动齿轮46分别以这样的形式固定在形成于凸轮轴36，37末端部分的法兰部分36b，37b上，其角度位置可以通过四个沿圆周的长延长孔45a，46a和四个长螺栓68a调整。在朝外设置的驱动齿轮46上经切削形成间隔部分46b，只有变速齿轮45以这样的方式固定，使其角度位置可以通过两个延长孔45b和两个短螺栓68b利用间隔部分46来调节。
齿隙调整按以下步骤进行。请注意在根据本实施例的发动机中，如果从发动机左手侧看，中间齿轮38b如图3所示的那样逆时针方向旋转。因此，进气凸轮轴齿轮41和排气凸轮轴齿轮42都顺时针方向旋转。另外，在此虽然将根据进气凸轮轴齿轮41说明齿隙的调整，对于排气凸轮轴齿轮42所作的说明也是相同的。
首先，松开进气凸轮轴齿轮41的所有固定螺栓68a，68b，顺时针方向转动变速齿轮45，致使变速齿轮45轮齿在顺时针方向上的前齿面与中间齿轮38b轮齿在逆时针方向上的后齿面轻微邻接。在此状态下，用两个短螺栓68b将变速齿轮45固定在凸轮轴36的法兰部分36b上。然后，以这样的方式逆时针旋转驱动齿轮46，以使驱动齿轮46轮齿在逆时针方向上的前齿面(从动面)与中间齿轮38b在逆时针方向上的前齿面(驱动面)邻接，从而得到需要的齿隙；并且在此状态下，拧紧四个长螺栓68a，从而将驱动齿轮46和变速齿轮45固定在进气凸轮轴36上。
这样，由于进气和排气凸轮轴齿轮41，42分别由驱动齿轮(动力传递齿轮)46和适合于相对驱动齿轮转动的变速齿轮(调整齿轮)45组成，可以通过在旋转方向上相对驱动齿轮46前后转动变速齿轮45来调整齿隙。
要注意的是，虽然在本实施例中组成凸轮轴齿轮41，42的驱动齿轮46和变速齿轮45被叙述为都能相对凸轮轴转动，也可以使驱动齿轮46和变速齿轮45中的一个适合于相对转动而另一个齿轮和凸轮轴形成一体。在上述情况下，最好是和凸轮轴形成一体的齿轮作为动力传递齿轮。即使按照这种方式构成，也能得到与本实施例中得到的相类似的功能和有益效果。
另外，虽然在本实施例中本发明被叙述为被应用到采用了链传动方法的结构中，本发明当然还能够被应用到采用齿形带传动方法的结构中。
接下来将要介绍润滑结构。根据本实施例的发动机的润滑系统50被构造为，使存储在独立润滑油箱51中的润滑油能用润滑油泵52通过车体框架上的下管56c抽取和加压，从润滑油泵52排放出的润滑油分入三个系统，即凸轮润滑系统53，传动润滑系统54和曲轴润滑系统55，以便向各个系统中需要润滑的部分提供润滑油；随着活塞6的垂直往复运动，利用发生在曲轴室2c内的压力波动使用于润滑需要润滑的各个部件的润滑油重新回到润滑油箱51。
润滑油箱51整体形成在由头管56a，主管56b，下管56c和车体框架56的加固支架56d围成的空间内。润滑油箱51通过下管56c与连接下管56c下部的丁字管56e连通。
然后，丁字管56e通过与之连通的出口管56f，运油软管57a，接头管57b和形成在曲轴箱盖10上的吸油通道58a与润滑油泵52的吸油口连通。润滑油泵52的排油口通过排油通道58b，外部连接室58c和润滑油通道58d与滤油器59连接，并在滤油器59的二次侧分成三个润滑系统53，54，55。
滤油器59被这样构造滤油元件59e设置在滤油器室59d内，通过把盖体47的一部分可拆卸地附接到在右箱体盖10内设置的滤油器凹部10b来限定该滤油器室59d，附接时将其部分从其余部分再装回。
凸轮润滑系统53的结构通常这样构造T形润滑油管的垂直构件53a的下端与在滤油器凹部10b外侧处形成的润滑油通道的凸轮侧出口59a连接，而润滑油管的水平构件53b的左右两端与凸轮轴供油通道53c连接，以使润滑油通过供油通道53c被供给到需要润滑的诸如凸轮轴36，37的轴承等部件。
传动润滑系统54具有如下结构。形成在右箱体部分2b内的右传动供油通道54a与滤油器59的传动侧出口59b连接，该供油通道54a通过形成在左箱体部分2a内的左传动供油通道54b与形成在主轴14内沿其轴心的主轴孔14a的内部连通。然后，主轴孔14a通过多个分支孔14b与主轴14和变速齿轮之间的滑动部分连通，因此供给到主轴孔14a的润滑油流过分支孔14b供给到滑动部分。
此外，左传动供油通道54b的中间部分与用于把左、右箱体2a，2b连接在一起的箱体螺栓60可穿过的螺栓孔60a连通。该螺栓孔60a被这样形成在左右箱体部分2a，2b之间的配合面上形成为互相面对和邻接的管形轴套部分60c，60c内形成一个内径比箱体螺栓60的外径稍大的孔。轴套部分60c位于主轴14上的齿轮系列与驱动轴15上的齿轮系列互相啮合的部分的附近，并且形成多个分支孔60b，螺栓孔60a内的润滑油从该多个分支孔60b喷向该齿轮系列的啮合部分。请注意图19中所示的伸入左、右箱体部分内的螺栓60是相同的螺栓。
进一步，螺栓孔60a的右端部分经连通孔54c与沿驱动轴15轴心形成在驱动轴15内的驱动轴孔15a连通。接着，该驱动轴孔15a被左手侧部分的隔离壁15c封闭，并经多个分支孔15b与驱动轴15和驱动齿轮之间的滑动部分连通。因此，供给到驱动轴孔15a的润滑油流过分支孔15b供给到滑动部分。
曲轴润滑系统55具有如下结构。曲轴供油通道55a以从曲轴侧出口59c向润滑油泵52延伸的方式形成在滤油器盖47内，使供油通道55与沿润滑油泵52的转轴62轴心形成于润滑油泵52的转轴62内从其通过的连通孔62a连通。进一步地，连通孔62a经连接管64与沿曲轴8轴心形成在曲柄8内从其穿过的曲轴供油孔8e连通。然后，曲轴供油孔8e经分支孔8f与曲轴销65内的销孔65a的内部连通，该销孔65a经分支孔65b在连杆7的大端部分7a向滚针轴承7b的转动面形成开口。因此，经滤油器59过滤的润滑油被供给到滚针轴承7b的转动面。
润滑油泵52具有如下结构。通过将外壳的相关部分从其余部分再装回，在由左右外壳61a，61b组成的两件式外壳的右外壳61b内设置泵室61c，且转子63可旋转地设置在泵室61内。沿转子63的轴心以使其从中穿过并设置在其中的适当位置的方式将转轴62插入转子63，转轴62和转子63用销63a连接在一起。请注意吸油通道58a和排油通道58b分别连接到左外壳61a的泵室上游侧和泵室下游侧。参考数字66表示溢流阀，用于将润滑油泵52的排油压力保持在不超过预设值的水平，并适合于当排油侧的压力到达或超过预设值时将润滑油泵52排油侧的压力释放到吸油通道58a侧。
转轴62为管装轴，其如附图所示的那样沿轴向穿过泵壳61并在其右端部分向曲轴供油通道55a开口。此外，动力传递法兰部分62b如附图所示的那样整体形成于转轴62的左端部分。该法兰部分62b面朝向曲轴8的右端面，并用奥得海姆连接器(Oldham’scoupling)67以吸收两轴轴心的稍许偏差的方式把该法兰部分62b和曲轴8彼此连接在一起。
奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)67这样构成，连接板67a设置于曲轴8和法兰部分62b之间，置于曲轴8端面上的销67b和置于法兰部分62b上的销67c被插入连接板67a内的连接孔67d。
另外，连接管64连接曲轴8的右端开口和转轴62的左端开口，通过曲轴开口的内圆周，转轴开口的内圆周以及连接管64的外圆周之间的油封来提供密封。
如上所述，这里曲轴室2c被限定为和其他传动室2d，飞轮磁性室9a和离合器室10a分离，因此在构造的回油机构中曲轴室2c内的压力随活塞6的往复运动产生正、负波动，以至于由于压力的波动而使各自室内的润滑油回到润滑油箱51。
具体而言，在曲轴室2c内形成排油口2g和吸油口2h。适合于当曲轴室内的压力是正值时打开的排油口簧片阀69设置在排油口2g，适合于当曲轴室内的压力是负值时打开的吸油口簧片阀70设置在吸油口2h。
接着，排油口2g从曲轴室2c经连通孔2i与离合器室10a连通，然后从离合器室10a经连通孔2j与传动室2d连通。进一步，传动室2d经连通孔2k与飞轮磁性室9a连通。形成为与飞轮磁性室9a连通的回油口2m经回油软管57c、挡油器57d和回油软管57e与润滑油箱51连通。
这里，在回油口2m处设置导板2n。通过改进回油口2m以便在底板2p和导板2n本身之间设置一个狭窄的缝隙并确保一个宽大的宽度b，使该导板2n具有保证排出润滑油的功能。
此外，油分离机构利用离心力分离油箱内包含在空气中的油雾，以便把如此分离的油雾返回到曲轴室2c。该油分离机构具有这样的构造一端与润滑油箱51的上部连接72a的引进管72a的另一端与锥形分离室71的上部切线连接；与分离室71的底部连接的回油软管72b与曲轴室2c的吸油口2h连接。请注意油雾从中分离出的空气经排气孔72c被排放到大气中。
因此，根据本实施例，由于曲轴室2c为一个基本封闭的空间，所以其内的压力随活塞6垂直往复运动而波动，因此利用曲轴室2c内的压力波动使流入曲轴室2c的润滑油被送回到润滑油箱51，可不必设置专用的油输送泵(清油泵)，从而能简化该发动机的结构，进而能被用于降低成本。
此外，由于适合于在曲轴室内压力升高时打开、而在压力降低时关闭的排油口簧片阀69(出口侧单向阀)设置在输油通道与曲轴室2c的连接处附近，曲轴室2c内的润滑油可以更可靠的方式被送回润滑油箱51。
另外，由于润滑油箱51内油面上方的部分通过回油软管72a，72b与曲轴室2连通，而适合于在曲轴室2c内压力降低时打开、在压力升高时关闭的排油口簧片阀(吸油侧止回阀)70设置在回油软管与曲柄室2c连接处附近，当活塞6向上运动时将空气吸入曲柄室2c，因此曲柄室2c的内部压力随着活塞6的下降而升高，从而使曲柄室2c内的润滑油能以更可靠的方式送回润滑油箱51。
另外，由于润滑油箱51内油位以上的部分通过回油管72a，72b连接到曲轴室2，适合于曲轴室2c内的压力降低时打开，压力升高时关闭的排油口簧片阀(吸油侧单向阀)70设置在回油管连接到曲轴室2c处的附近，当活塞6向上移动时所需要的空气被吸入曲轴室2c，当活塞6下降时曲轴室2c的内部压力增加，因此曲轴室2c内的润滑油可以更可靠的方式送出。
要附带说明的是，在没有设置连通外界与曲轴室2c内部的空气供应通路的情况下，在曲轴室内只形成负压或小正压，这将导致出现油无法正确送出的情况。
进一步地，由于用于分离润滑油雾的离心润滑油雾分离机构71设置于沿回油通道72a，72b长度方向上的中间位置，所以如此分离的润滑油雾经由回油软管72b返回曲轴室2c，但油雾从中除去的空气被排放到大气中，只有润滑油雾能够返回曲轴室，因此能避免在使过量的空气流入曲轴室内时可能出现的输油效率降低的情况，进而能在防止大气污染的同时以一种可靠的方式将曲轴室内的润滑油送出。
另外，由于润滑油泵52设置成与曲轴8的一端连接，使润滑油泵52的排油口经润滑油泵52内形成的连通孔62a(泵进油供应通道)和连接管64与曲轴8内形成的曲轴供油孔8e(曲轴进油供应通道)连通，所以可利用简单而紧凑的结构将润滑油供应到曲轴8上需要润滑的部分。
此外，由于曲轴8和润滑油泵52通过能够吸收两轴的与其正交的方向上的偏差的奥得海姆连接器(Oldham’s coupling)67连接在一起，并且使连通孔62a和曲轴供油孔8e经由连接管64彼此连通，具有弹性的O型环64a设置在连接管64、连通孔62a和曲轴供油孔8e之间，即使如果曲轴8和泵轴62的中心彼此有轻微偏差，润滑油也可毫无问题地供给到需要润滑的部分，因此可确保所需的润滑特性。
而且，由于管状轴套部分60c形成于组成传动装置的主轴14和驱动轴15附近，将曲轴箱连接箱体螺栓60插入轴套部分60c上的螺栓孔60a，以使螺栓孔60a的内圆周面和箱体螺栓60的外圆周面之间的空隙形成润滑油通道，分支孔(润滑油供油孔)60b被形成为直达轴套部分60c处的变速齿轮，能在不必提供专用的润滑油供油通道的同时将润滑油送到变速齿轮的啮合面上。
另外，由于使由螺栓孔60c的内圆周面和箱体螺栓60的外圆周面限定的润滑油通道的另一端与形成在位于孔出口侧对面的驱动轴15内的驱动轴孔(润滑油通道)15a的开口连通，润滑油可以提供到驱动轴15上与变速齿轮滑动接触的部分，而不必设置专用的润滑油供应通道。
工业上的可应用性根据本发明的第一方面，由于至少部分将汽缸头和汽缸体紧固在一起的缸头螺栓被拧入箱体侧法兰部分，施加在汽缸体上的负载被减小这样的程度，燃烧压力产生的负载部分由缸头螺栓承受，因此汽缸体内产生的应力也能相应地减小，从而能提高汽缸体的耐久性。
也就是说，在例如用螺栓将汽缸体的汽缸头侧法兰部分与汽缸头简单地紧固在一起以及用螺栓将箱体侧法兰部分和曲轴箱简单紧固在一起的结构中的情况下，燃烧压力产生的负载被全部施加到汽缸体，汽缸体的耐久性不完全依赖于汽缸体的厚度，在最坏的情况下，会存在汽缸体内产生裂缝的情况。然而根据本发明可以避免类似的问题。
根据本发明的第二方面，由于法兰全螺纹缸头螺栓与箱体螺栓相互交叠一段与所述箱体侧法兰部分的厚度基本相同的距离，该法兰全螺纹缸头螺栓能够保证将部分由燃烧压力产生的负载传递到箱体侧法兰部分上，因此能够减少施加到汽缸体中间部分上的负载。
根据本发明的第三方面，由于当从汽缸膛轴向上看时所述法兰全螺纹螺栓和箱体螺栓互相靠近设置，该法兰全螺纹缸头螺栓可以进一步保证将燃烧压力产生的负载传递到箱体侧法兰部分上去，从而箱体侧法兰部分能通过箱体螺栓反过来保证如此传递到其上的负载被传递到曲轴箱上，因此能以可靠的方式减小施加在汽缸体上的负载。
根据本发明的第四方面，由于当从汽缸膛的轴向看时，所述箱体螺栓被设置成使从所述箱体螺栓到经过汽缸膛轴线并垂直于曲轴的第一直线之间的距离比从法兰全螺纹缸头螺栓到所述第一直线之间的距离短，或者使箱体螺栓的位置在曲轴方向上更靠近汽缸膛的中心，附接到汽缸体的曲轴箱的配合面在曲轴方向上的尺寸可以减小到法兰全螺纹缸头螺栓所设置位置附近，结果，能减小曲轴箱在曲轴方向上的尺寸。
根据本发明的第五方面，由于采用了法兰全螺纹缸头螺栓拧入汽缸体的箱体侧法兰部分或者法兰全螺纹缸头螺栓不拧入曲轴箱的结构，所以不存在发生法兰全螺纹缸头螺栓与结合在曲轴箱内的曲轴臂互相干扰的问题的危险，从而法兰全螺纹缸头螺栓可以设置成使到穿过汽缸膛轴线并平行于曲轴的第二直线的距离比从箱体螺栓到该第二直线之间的距离短，或者使法兰全螺纹缸头螺栓的位置更靠近曲轴侧，从而能减小汽缸体在垂直于曲轴的方向上的尺寸。
根据本发明的第六方面，由于法兰全螺纹缸头螺栓的轴线部分露出到外面，所以能减轻汽缸体的重量。
根据本发明的第七方面，因为至少三个缸头螺栓设置在汽缸膛的横越所述第二直线的任一侧，使该沿所述第二直线的中心缸头螺栓的位置偏离汽缸轴线。然而，由于缸头螺栓被设定成具有未到达箱体侧法兰部分的长度，所以箱体侧法兰部分与中心相对应的部分可以做得最小，从而能避免加大汽缸体和曲轴箱。
根据本发明的第八方面，由于法兰全螺纹缸头螺栓设置于汽缸膛和形成于汽缸膛一侧的链室之间，所以法兰全螺纹缸头螺栓能通过有效利用形成于其间的死区而设置。
根据本发明的第九方面，由于法兰全螺纹缸头螺栓一端被拧入箱体侧法兰部分并在其另一端用端盖螺母紧固到汽缸头上，所以不用保证汽缸头上方有大的空间就能移去汽缸头，从而能保证发动机的维护性能。
权利要求
1.一种发动机紧固结构，其中汽缸体和汽缸头被叠加并紧固在曲轴箱上，其特征在于形成于汽缸体在曲轴箱侧端部分上的箱体侧法兰部分通过箱体螺栓紧固在曲轴箱上，以及使至少部分将汽缸头与汽缸体紧固在一起的缸头螺栓成为法兰全螺纹缸头螺栓，该全螺纹缸头螺栓拧入箱体侧法兰部分内。
2.如权利要求1所述的发动机紧固结构，其特征在于所述法兰全螺纹缸头螺栓与箱体螺栓互相交叠一段与所述箱体侧法兰部分在汽缸膛轴向上的厚度基本相同的距离。
3.如权利要求1或2所述发动机紧固结构，其特征在于当从汽缸膛轴向上看时所述法兰全螺纹缸头螺栓和箱体螺栓被设置成互相靠近。
4.如权利要求1到3中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于当从汽缸膛轴向看时，所述箱体螺栓被设置成使从所述箱体螺栓到经过汽缸膛轴线并垂直于曲轴的第一直线之间的距离比从法兰全螺纹缸头螺栓到所述第一直线之间的距离短。
5.如权利要求1到4中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于当从汽缸膛轴向看时，所述法兰全螺纹缸头螺栓被设置成使从所述缸头螺栓到穿过汽缸膛轴线并平行于曲轴的第二直线之间的距离比从所述箱体螺栓到第二直线之间的距离短。
6.如权利要求1到5中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于法兰全螺纹缸头螺栓的轴向部分露出到外面。
7.如权利要求1到6中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于当从所述汽缸膛轴线方向上看时，至少三个缸头螺栓被设置在汽缸膛的横越所述第二直线的任一侧，以及沿所述第二直线的中心缸头螺栓被设定成具有未到达箱体侧法兰部分的长度。
8.如权利要求1到7中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于所述法兰全螺纹缸头螺栓设置于链室和汽缸膛之间，所述链室形成于汽缸膛的一侧，在其中设置有连接曲轴和凸轮轴的凸轮轴驱动链。
9.如权利要求1到8中任意一项所述的发动机紧固结构，其特征在于所述法兰全螺纹缸头螺栓一端被拧入箱体侧法兰部分并在其另一端用端盖螺母紧固到汽缸头上。
全文摘要
一种发动机紧固结构，其中汽缸体和汽缸头被叠加并紧固在曲轴箱上，其特征在于形成于汽缸体(3)在曲轴箱侧端部上的箱体侧法兰部分(3b)通过箱体螺栓(30a)紧固在曲轴箱(2)上，其中至少部分用于将汽缸头(4)与汽缸体(3)紧固在一起的缸头螺栓(30c)被拧入箱体侧法兰部分(3b)内。
文档编号F02F1/24GK1633553SQ0380409
公开日2005年6月29日 申请日期2003年2月14日 优先权日2002年2月20日
发明者内海洋司, 伊藤正博 申请人:雅马哈发动机株式会社