V型6汽缸发动机的曲轴的制作方法

本发明涉及v型6汽缸发动机的曲轴。

背景技术：

日本特开2014-40856号公报公开了直列4汽缸发动机的曲轴。该曲轴具有2个凸缘、5个曲轴颈、4个曲轴销、以及连接曲轴颈和曲轴销的8个曲轴臂。在凸缘的一方安装着飞轮。在该曲轴，将各曲轴臂的宽度和厚度设计成，越是靠近飞轮的安装部的曲轴臂，其刚性(弯曲刚性和扭转刚性)越高。

在先技术文献

专利文献

专利文献1：日本特开2014-40856号公报

专利文献2：日本特开2008-224015号公报

技术实现要素：

发明要解决的课题

根据上述曲轴，能够抑制飞轮的端面摆动变形来降低发动机的噪音/振动。但是，在v型6汽缸发动机中，存在曲轴全体变形的振动模式。因此，仅通过抑制飞轮的端面摆动变形，发动机的噪音/振动的降低是不充分的。

本发明是鉴于上述那样的课题而完成的，其目的在于提供一种能够降低v型6汽缸发动机的噪音/振动的曲轴。

用于解决课题的手段

第1发明是用于解决上述的课题的v型6汽缸发动机的曲轴，具有以下的特征。

所述曲轴具有按照从所述v型6汽缸发动机的前方向后方的顺序设置的第1轴颈、第2轴颈、第3轴颈和第4轴颈。

所述曲轴具有第1销、第2销、第3销、第4销、第5销和第6销。

所述第1销和所述第2销设置于所述第1轴颈与所述第2轴颈之间。

所述第3销和所述第4销设置于所述第2轴颈与所述第3轴颈之间。

所述第5销和所述第6销设置于所述第3轴颈与所述第4轴颈之间。

所述曲轴具有第1臂、第2臂、第3臂、第4臂、第5臂、第6臂、第7臂、第8臂和第9臂。

所述第1臂连接所述第1轴颈和所述第1销。

所述第2臂连接所述第1销和所述第2销。

所述第3臂连接所述第2销和所述第2轴颈。

所述第4臂连接所述第2轴颈和所述第3销。

所述第5臂连接所述第3销和所述第4销。

所述第6臂连接所述第4销和所述第3轴颈。

所述第7臂连接所述第3轴颈和所述第5销。

所述第8臂连接所述第5销和所述第6销。

所述第9臂连接所述第6销和所述第4轴颈。

所述第1臂、所述第2臂、所述第3臂、所述第4臂、所述第5臂、所述第6臂、所述第7臂、所述第8臂和所述第9臂基于臂形状被分类成3个组。

所述第2臂、所述第5臂和所述第8臂被分类到第1组。

所述第1臂和所述第9臂被分类到第2组。

所述第3臂、所述第4臂、所述第6臂和所述第7臂被分类到第3组。

在所述第1组，所述第2臂和所述第8臂的刚性比所述第5臂的刚性高。

第2发明在第1发明中还具有以下的特征。

在所述第2组中，所述第9臂的刚性比所述第1臂的刚性高。

发明效果

本发明者发现：在第1组中，第2臂和第8臂的刚性的相对增加会大幅提高三点弯曲模式的模式频率，并且，在模式频率大幅提高时，曲轴的中心轴方向上的振摆变小。基于该见解的发明是第1发明。根据第1发明，在第1组中，第2臂和第8臂的刚性比第5臂的刚性高。因此，能够降低v型6汽缸发动机的噪音/振动。

本发明者发现：在第2组中，第9臂的刚性的相对增加会稍稍提高模式频率，并且，在将该第9臂的刚性的相对增加与第1组的刚性的相对增加组合时，曲轴的中心轴方向上的振摆进一步变小。基于该见解的发明是第2发明。根据第2发明，在第2组中，第9臂的刚性比第1臂的刚性高。因此，能够进一步降低v型6汽缸发动机的噪音/振动。

标号说明

10曲轴

ca、cp5、cp6中心轴

j1～j4曲轴颈

p1～p6曲轴销

w1～w9曲轴臂

w81、w81、w91、w94支承部

w82、w92、w93质量部

附图说明

图1是本发明的实施方式的曲轴的侧视图。

图2是图1的ii-ii线处的剖视图。

图3是图1的iii-iii线处的剖视图。

图4是表示应用了现有型的曲轴的v型6汽缸发动机的缸内压力等级的一个例子的图。

图5是表示施加于现有型的曲轴的轴承的起振力的解析结果的一个例子的图。

图6是表示各曲轴臂的刚性的变化量与三点弯曲模式的模式频率的变化比例的关系的图。

图7是说明模式频率的改变前后的三点弯曲模式的节点的预测位置的图。

图8是表示应用了本发明的曲轴的v型6汽缸发动机的底梁振动的测定结果的图。

图9是表示施加于本发明的曲轴的轴承的起振力的解析结果的图。

图10是表示第8臂的宽度的扩大方向的一个例子的图。

图11是表示第9臂的宽度的扩大方向的一个例子的图。

具体实施方式

以下，参照附图，对本发明的实施方式进行说明。其中，在以下所示的实施方式中提及各要素的个数、数量、量、范围等数值的情况下，除了特别明示的情况、原理上明显特定为该数值的情况之外，所提及的数并非用来限定本发明。另外，以下所示的实施方式中说明的结构、步骤等，除了特别明示的情况、原理上明显特定为该结构、步骤的情况之外，对本发明并非必需的。

1.曲轴的构成的说明

图1是本发明的实施方式的曲轴的侧视图。图1所示的曲轴10适用于搭载于车辆的汽缸列夹角60°的v型6汽缸发动机。曲轴10具有4个曲轴颈(第1轴颈～第4轴颈)j1～j4、6个曲轴销(第1销～第6销)p1～p6、以及9个曲轴臂(第1臂～第9臂)w1～w9。

曲轴颈j1～j4为大致圆筒形。曲轴颈j1～j4按照该顺序配置。曲轴颈j1～j4位于同一轴上。该轴是曲轴10的中心轴ca。曲轴颈j1～j4经由轴颈轴承(未图示)而支承于汽缸体(未图示)。由此，曲轴10旋转自如地支承于汽缸体。以下，将中心轴ca的轴方向上的第1轴颈j1侧作为发动机的前侧而将第4轴颈j4侧作为发动机的后侧来进行说明。

与曲轴颈j1～j4同样地，曲轴销p1～p6为大致圆筒形。第1销p1和第2销p2在第1轴颈j1与第2轴颈j2之间按照该顺序配置。第3销p3和第4销p4在第2轴颈j2与第3轴颈j3之间按照该顺序配置。第5销p5和第6销p6在第3轴颈j3与第4轴颈j4之间按照该顺序配置。在曲轴销p1～p6分别安装着连杆(未图示)。连杆与v型6汽缸发动机的各汽缸相对应。具体地说，第1销p1与第1汽缸的连杆相对应，第2销p2与第2汽缸的连杆相对应。也就是说，销的顺序和汽缸的序号一致。

曲轴臂w1～w9在曲轴颈j1～j4之间按照该顺序配置。第1臂w1连接第1轴颈j1和第1销p1。第2臂w2连接第1销p1和第2销p2。第3臂w3连接第2销p2和第2轴颈j2。第4臂w4连接第2轴颈j2和第3销p3。第5臂w5连接第3销p3和第4销p4。第6臂w6连接第4销p4和第3轴颈j3。第7臂w7连接第3轴颈j3和第5销p5。第8臂w8连接第5销p5和第6销p6。第9臂w9连接第6销p6和第4轴颈j4。

曲轴臂w1～w9大致分为3个组。第1组g1是第2臂w2、第5臂w5和第8臂w8。这些曲轴臂具有类似的形状。图2示出第8臂w8的形状作为这些曲轴臂的代表。图2是图1的ii-ii线处的剖视图。如图2所示，第8臂w8具有支承第5销p5的支承部w81、以及将预定的质量附加于第8臂w8的预定的位置的质量部w82。支承部w81配置成包围第5销p5的外周。包围该外周的部分的中心线与第5销p5的中心轴cp5一致。质量部w82与支承部w81的外周的一部分相连。

此外，在图2中，说明了从第5销p5侧观察的第8臂w8的形状。基于该图2，能够容易理解出在从第6销p6侧观察第8臂w8的情况下另外存在支承第6销p6的支承部w83。也就是说，第8臂w8除了支承部w81和质量部w82之外，还具有支承部w83。支承部w83配置成包围第6销p6的外周。包围该外周的部分的中心线与第6销p6的中心轴cp6一致。

第2组g2是第1臂w1和第9臂w9。这些曲轴臂具有类似的形状。图3示出第9臂w9的形状作为这些曲轴臂的代表。图3是图1的iii-iii线处的剖视图。如图3所示，第9臂w9具有支承第4轴颈j4的支承部w91、以及将预定的质量附加于第9臂w9的预定的位置的质量部w92和w93。支承部w91配置成包围第4轴颈j4的外周。包围该外周的部分的中心线与第4轴颈j4的中心轴(即，中心轴ca)一致。质量部w92和w93与支承部w91的外周的一部分相连。

此外，在图3中，说明了从第4轴颈j4侧观察的第9臂w9的形状。基于该图3，能够容易理解出在从第6销p6侧观察第9臂w9的情况下另外存在支承第6销p6的支承部w94。也就是说，第9臂w9除了支承部w91和质量部w92、w93之外，还具有支承部w94。支承部w94配置成包围第6销p6的外周。包围该外周的部分的中心线与中心轴cp6一致。

第3组g3是第3臂w3、第4臂w4、第6臂w6和第7臂w7。这些曲轴臂具有类似的形状。此外，这些曲轴臂的形状在本发明中没有特别限定，所以，省略说明。

2.曲轴10的特征

如上述那样，属于第1组g1的曲轴臂的形状彼此类似。但是，在曲轴10中，这些曲轴臂的形状被调整成满足下述的刚性条件1。

刚性条件1：第2臂w2和第8臂w8＞第5臂w5

另外，属于第2组g2的曲轴臂的形状彼此类似。但是，在曲轴10中，这些曲轴臂的形状可以被调整成满足下述的刚性条件2。

刚性条件2：第9臂w9＞第1臂w1

也就是说，在曲轴10中，属于第1组g1的曲轴臂的形状和属于第2组g2的曲轴臂的形状可以被调整成同时满足刚性条件1和2。

3.发明的原理

在满足刚性条件1时，曲轴10整体变形的三点弯曲模式(包括曲轴的中心轴ca在内的汽缸体的在铅直面方向上的2次弯曲模式)下的节点的位置移动，发动机振动被抑制。另外，在同时满足刚性条件1和2时，能进一步抑制发动机振动。以下，对该曲轴10的构成的效果进行详细地说明。

3.1燃烧起振力与噪音/振动(以下，也仅称为“nv”。)的关系

在燃料在v型6汽缸发动机的缸内燃烧时，产生起振力。缸内产生的起振力传递到曲轴而激发发动机的各部分的振动。发动机的各部分包括汽缸体的底梁(ボトムレール)、v列打开部、汽缸盖等。在发动机的各部分振动时，激发变速器、离合器阻尼器、驱动轴等驱动系的振动。这些振动一起被输入车身。被输入车身的振动进而与车身壳、各种罩盖、车室内空腔的共鸣等一起成为乘员位置的噪音、振动。

图4是表示应用了现有型的曲轴的v型6汽缸发动机的缸内压力等级的一个例子的图。现有型的曲轴在曲轴臂的刚性这一方面，与本发明的曲轴不同。也就是说，现有型的曲轴中，属于第1组g1～第3组g3各组的曲轴臂的刚性在各组中相等。图4所示的缸内压力等级是通过对基于2种点火正时来运转v型6汽缸发动机时得到的缸内压力进行傅里叶变换而算出的。2种点火正时具体地说是(i)mbt和(ii)试燃烧正时(以下，也称为“试验it”。)。(ii)试验it是比(i)mbt靠滞后角侧预定曲轴角的点火正时。

缸内压力等级越高则起振力越大，缸内压力等级越低则起振力越小。因此，从图4的缸内压力等级，能够理解出以下内容。也就是说，在(ii)试验it的第5汽缸和第6汽缸的燃烧中，起振力小，在(ii)试验it的第1汽缸～第4汽缸的燃烧中，起振力大。另外，在(i)mbt的各汽缸的燃烧中，起振力也大。

图5是表示施加于现有型的曲轴的轴承的起振力的解析结果的一个例子的图。图5所示的(i)mbt和(ii)试验it与图4所示的2种点火正时相同。从图5的结果，能够理解出以下内容。也就是说，(ii)试验it的燃烧与(i)mbt的燃烧相比，振动/噪音的等级低。

并且，从图4和图5所示的结果，能够理解出以下内容。也就是说，包括起振力小的第5汽缸和第6汽缸的燃烧在内的(ii)试验it的燃烧，从振动/噪音的观点来看，比(i)mbt的燃烧优选。换言之，若将抑制nv作为重点，则优选使点火正时滞后。但是，为了抑制nv而牺牲燃烧(转矩)未必合适。

3.2曲轴臂的刚性对nv的影响

于是，本发明者对曲轴臂的刚性对nv的影响进行了利用cae(computeraidedengineering，计算机辅助工程)的调查。图6是表示该调查结果的图。图6是表示各曲轴臂的刚性的变化量与三点弯曲模式的模式频率的变化比例的关系的图。如图6所示，相对于刚性变化量的模式频率的变化比例的灵敏度(以下，也称为“刚性灵敏度”。)高的是第2臂w2和第8臂w8。在这些曲轴臂，刚性的变化方向和模式频率的变化方向一致。

第2臂w2和第8臂w8是属于第1组g1的曲轴臂。另一方面，尽管属于与这些曲轴臂相同的组，但第5臂w5的刚性灵敏度低。另外，在比较第1臂w1和第9臂w9时，第9臂w9的刚性灵敏度比第1臂w1的刚性灵敏度高。与第2臂w2和第8臂w8同样地，在第9臂w9，刚性的变化方向和模式频率的变化方向一致。

从图6所示的调查结果可知以下内容。也就是说，在第1组g1中第2臂w2或第8臂w8的刚性相对提高时，模式频率大幅提高。另外，在第1组g1中第2臂w2或第8臂w8以外的刚性相对下降时，模式频率大幅下降。另外，在第2组g2中第9臂w9的刚性相对提高时，模式频率稍稍提高。另外，在第2组g2中第9臂w9的刚性相对下降时，模式频率稍稍下降。

若模式频率改变，则预测到三点弯曲模式的节点的位置变化。图7是说明模式频率的改变前后的三点弯曲模式的节点的预测位置的图。比较图7的上层(改变前)和下层(改变后)可知，在模式频率变高时，节点的位置接近第4轴颈j4。因此，曲轴的中心轴ca方向上的振摆变小。此外，在模式频率降低了的情况下，节点的位置远离第4轴颈j4。因此，曲轴的中心轴ca方向上的振摆变大。

3.3刚性的改变所带来的效果

基于图6的调查结果和节点的预测位置，本发明者对满足刚性条件1的曲轴的试制品(实施例1)测定了第4汽缸的底梁处的振动(以下，也称为“底梁振动”。)。另外，对满足刚性条件2的试制品(实施例2)也测定了底梁振动。图8示出了这些测定结果。

从图8所示的测定结果可知以下内容。也就是说，根据实施例1的曲轴，与比较例的曲轴(上述的现有型的曲轴)相比，能够抑制底梁振动。另外，根据实施例2的曲轴，与实施例1的曲轴相比，能够进一步抑制底梁振动。在此，底梁振动通过实车试验而确认了与nv(更具体地说是车内音)高度地相关。也就是说，底梁振动可以说是nv的有力的指标。并且，能够抑制底梁振动可以说是实施例1或实施例2的曲轴是有效的nv对策。

图9是表示施加于本发明的曲轴的轴承的起振力的解析结果的图。图9所示的(iii)对策曲轴是上述的实施例2的曲轴的解析结果。图9所示的(i)mbt和(ii)试验it是图5所说明的起振力的解析结果。(iii)对策曲轴的解析时的点火正时条件是mbt。

从图9所示的解析结果，能够理解出以下内容。也就是说，(iii)对策曲轴的燃烧与(i)mbt的燃烧相比，振动/噪音的等级低。另外，在特定的频段(更具体地说是600～700hz)，(iii)对策曲轴的燃烧为与(ii)试验it的燃烧同等的振动/噪音的等级。也就是说，根据(iii)对策曲轴，能不会如(ii)试验it那样牺牲燃烧(转矩)地抑制nv。另外，根据(iii)对策曲轴，在特定的频段，能够与(ii)试验it的燃烧同程度地抑制nv。

4.用于满足刚性条件的曲轴臂的设计例

对用于满足刚性条件1的曲轴臂的形状的设计例进行说明。为了满足刚性条件1，例如可以使第2臂w2和第8臂w8的厚度或宽度比第5臂w5的扩大即可。在此所说的“厚度”意味着以轴ca方向为基准的支承部或质量部的尺寸。“宽度”意味着以与曲轴的中心轴ca正交的方向为基准的支承部或质量部的尺寸。

图10示出第8臂w8的宽度的扩大方向的一个例子。在图10所示的例子中，向与从中心轴cp5朝向中心轴ca的方向相反的方向，扩大支承部w81(在从第6销p6侧观察第8臂w8时为支承部w83)和质量部w82的尺寸。通过向图10所示的箭头的方向扩大尺寸，能够将随着刚性的增加的第8臂w8的重心位置的变化抑制到最小限度。在扩大第2臂w2的宽度的情况下也按照该例即可。

为了同时满足刚性条件1和2，如上述那样使第2臂w2和第8臂w8的厚度或宽度扩大，而且，使第9臂w9的厚度或宽度扩大为比第1臂w1的厚度或宽度大即可。图11示出第9臂w9的宽度的扩大方向的一个例子。在图11所示的例子中，在比中心轴ca靠质量部w93侧，扩大支承部w91(从第6销p6侧观察第9臂w9时为支承部w94)和质量部w93的尺寸。通过向图11所示的箭头的方向扩大尺寸，能够将随着刚性的增加的第9臂w9的重心位置的变化抑制到最小限度。