专利名称：发动机润滑系统的制作方法
技术领域：
本发明涉及一种设有由曲轴旋转驱动以向需要润滑的部件在压力下输送润滑油的润滑油泵的发动机润滑系统。
背景技术：
通常，作为发动机润滑系统，例如，日本专利JP-A-10-339124中披露了一种润滑油泵直接附接到曲轴的一端的发动机润滑系统，日本专利JP-UM-A-5-52205中披露了一种润滑油泵设置在曲轴的一端，该泵的泵轴通过连接件与曲轴连接的发动机润滑系统。
在润滑油泵直接与曲轴的一端连接的润滑系统中，如果曲轴的中心摇摆，这将构成润滑油泵的内转子摆动的直接原因，导致润滑油泵寿命降低。鉴于此，润滑油泵需要尽量设置在靠近曲轴的轴承部分的位置处，因此在选择设置润滑油泵的位置时导致选择自由度狭窄的问题。
此外，在曲轴和泵轴通过连接件连接在一起的润滑系统中，因为泵的排油口沿连接件的轴心直接与连接件上形成的供油通道相通，这导致滤油器很难设置在润滑油泵的排油侧的问题。
本发明考虑到常规系统中固有的问题，其目的是提供一种能避免曲轴偏移的影响，在选择设置润滑油泵的位置时能增加选择的自由度，例如在滤油器设置在润滑油泵的排油侧的设计中有高度自由度的发动机润滑系统。
发明内容
根据本发明的第一方面提供了一种设有由曲轴旋转驱动以向需要润滑的部件在压力下输送润滑油的润滑油泵的发动机润滑系统，其特征在于，设置的润滑油泵以泵轴与曲轴基本同轴对准的方式与曲轴的一端连接，油泵进油供应通道以从和曲轴相对的一侧到曲轴的一侧通过润滑油泵的方式形成在润滑油泵内，以及使如此形成的油泵进油供应通道在其一端与形成在曲轴内的用于给曲轴上需要润滑的部分供应润滑油的曲轴进油供应通道相通，在其另一端通过润滑油通道与润滑油泵的排油口相通。
根据本发明的第二方面提供了一种如在本发明的第一方面中所陈述的发动机润滑系统，其特征在于，油泵进油供应通道形成在泵轴内，泵轴与曲轴通过可吸收和轴正交的方向上轴的移位的联结器连接在一起，在泵轴和曲轴之间以可吸收和轴正交的方向上轴的移位的方式设置连接管，以及使曲轴进油供应通道和油泵进油供应通道通过连接管相通。
根据本发明的第三方面提供了一种如在本发明的第一或第二方面中所陈述的发动机润滑系统，其特征在于，润滑油泵可拆卸地附接到曲轴盖上，并覆盖一个可拆卸地附接到曲轴盖的泵盖。
根据本发明的第四方面提供了一种如在本发明的第三方面中所陈述的发动机润滑系统，其特征在于，滤油器沿润滑油通道的长度方向设置在中间位置，滤油器被构造成使一个元件设置在由曲轴盖和可拆卸地附接到曲轴盖的过滤器盖限定的过滤器腔内，位于润滑油泵排油口和滤油器之间的润滑油通道的一部分形成在曲轴盖上，以及位于滤油器和油泵进油通道之间的润滑油通道的一部分形成在可拆卸地覆盖滤油器的过滤器盖上。
根据本发明的第五方面提供了一种如在本发明的第四方面中所陈述的发动机润滑系统，其特征在于，所述泵盖和过滤器盖形成一体。
根据本发明的第六方面提供了一种如在本发明的第四或第五方面中所陈述的发动机润滑系统，其特征在于，在润滑油泵的进油侧上的通道和位于滤油器的下游侧的润滑油通道的一部分通过调压安全阀彼此相通。
图1是根据本发明的一个实施例的发动机的右视图；图2是显示发动机的一种研发设计的平视剖面图；图3是显示发动机的气门传动装置的左视图；图4是气门传动装置的后视剖面图；图5是显示发动机平衡轴的研发设计的平视剖面图；图6是发动机缸头的仰视图；图7是发动机缸体的仰视图；图8是显示发动机缸头与汽缸体连接部位的剖面侧视图；图9是显示发动机缸体与曲轴箱连接部位的剖面侧视图；图10是显示发动机缸体与曲轴箱连接部分的另一个剖面侧视图；图11是显示发动机平衡器单元的左视图；
图12是平衡器单元的保持杆附接部分的放大的剖面图；图13是平衡器单元的转动杆的构成组件的侧视图；图14是显示平衡器单元的平衡器驱动齿轮的缓冲结构的侧视图；图15是平衡器单元的右视图；图16是发动机轴承座的右视剖面图；图17是轴承座的左视剖面图；图18是显示发动机的润滑系统的结构的示意图；图19是显示润滑系统的结构图；图20是围绕润滑系统的润滑油泵的周围区域的侧视剖面图；图21是润滑系统的左视剖面图；具体实施方式
在下文中，将结合
本发明的具体实施例。
图1到21是用于说明本发明的实施例的附图。在图中，参考数字1表示水冷、四冲程、单缸、五阀发动机，通常，该发动机具有这样的结构缸体3、缸头4和缸头盖5组合在一起并固定到曲轴箱2上，可滑动地设置在缸体3的缸膛3a内的活塞6经连杆7与曲轴8连接。
通过拧紧穿过下法兰部分3b(箱体侧法兰部分)进入曲轴箱2的缸侧配合面2e的四个箱体螺栓30a使缸体3和曲轴箱2紧固地连接在一起。更具体地说，箱体螺栓30a被拧入分别通过插入铸造嵌在铝合金曲轴箱2的左、右两壁部内的铁合金轴承座12、12’(后面将说明)的螺栓连接部分12c(连接轴套部分)内。应注意到参考数字31a表示用于定位曲轴箱2和缸体3的定位销。
此外，缸体3和缸头4通过两个短头螺栓30b和四个长头螺栓30c连接在一起。拧入短头螺栓30b使之插入低于缸头4内的吸气口4c的部分和低于排气口的部分，并向下延伸，通过缸体3的上法兰部分3f，且从此处向下突出。然后，螺帽32a被拧到短头螺栓30b的向下突出部分，因此上法兰部分3f和缸体3被紧固到缸头4的缸侧配合面4a上。
此外，拧入长头螺栓30c使之插入缸体3的下法兰部分3b，并向上延伸，从缸体3的上法兰部分3f穿过缸头4的法兰部分4b，且从此处向上突出。然后，螺帽32a被拧到长头螺栓30c的向上突出部分，因此下法兰部分3b和缸体3被紧固到缸头4的缸侧配合面4a上。
因此，在把缸体3和缸头4连接在一起时，因为不仅用短头螺栓30b和螺帽32将缸体3的上法兰部分3f紧固到缸头，而且长头螺栓30c插入到与曲轴箱2的配合面2e紧固地连接的下法兰部分3b，以便用长头螺栓30c和螺帽32b将缸体3紧固到缸头4的法兰部分4b，燃烧压力产生的张力负载由缸体3和四个长头螺栓30c承担，因此施加到缸体3上的负载被相应地减少或减少到由缸体3和长头螺栓30c承担的程度。结果，特别是在缸体3的轴向的中间部分产生的应力能被减少，因此即使在减小缸体3的厚度的情况下也能确保其所要求的寿命。
顺便提及，假如仅缸体3的上法兰部分3f连接到缸头4，在缸体3的轴向的中间部分产生过大的张力，在极端的情况下，在该部分会产生裂缝。然而，在本实施例中，由于存在长头螺栓30c，可避免在缸体的轴向中间部分产生过大的应力，因此可防止产生裂缝。
此外，在把长头螺栓30c插入下法兰部分3b时，因为长头螺栓30c分别设置在曲轴箱紧固箱体螺栓30a的附近，燃烧压力产生的负载通过长头螺栓30c和缸体能以可靠的方式从缸头4传递到曲轴箱2，因此能提高其在这方面的抗负载的耐久性。
这里，如图5、图16所示，右侧轴承座12’设有轴套部分12b，曲轴8的右侧轴承11a’ 被插入轴套部分12b，通过压配合被配合到轴承孔12a内。然后，从曲轴8延伸的方向看，螺栓连接部分12c、12c从将曲轴8保持在它们之间的前后部分向上延伸到曲轴箱2的缸侧配合面2e的附近。
此外，如图5、图17所示，在左侧轴承座12中，从曲轴8延伸的方向看，螺栓连接部分12c、12c从将曲轴8保持在它们之间的前后部分延伸到曲轴箱2的缸侧配合面2e的附近。此外，轴承环孔12e形成在轴套部分12b中，外径大于平衡器驱动齿轮25a的外径的铁轴承环12d被压配合到该轴承环孔12e中，平衡器驱动齿轮25a将在下文叙述。还有，左侧曲轴轴承11a被插入，适配在轴承环12d的轴承孔12a内。
这里，设置轴承环12d是为了方便曲轴箱2内的曲轴8的装配，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设置在曲轴8的左轴部分8c上的齿轮单元25和轴承11a之间。密封板25d的内径侧部分由齿轮单元25和轴承11a的内圈保持，并在其外径侧部分与轴承11a的外圈之间设有微小间隙以避免两者之间的干扰。此外，轴承环12d的法兰部分12h的内圆周面与密封板25d的外圆周面形成滑动接触。
进一步，密封管17i设置在曲轴8的右轴部分8c’的轴承11a’和盖板17g之间。密封管17i的内圆周面固定装配于右轴部分8c’上。此外，在密封管17i的外圆周面上形成具有迷宫结构的密封槽，密封管17i的外圆周面与右箱体部分2b上形成的密封孔2p的内圆周面形成滑动接触。
这样，通过在曲轴8的左和右侧轴承部分8c，8c’上的轴承11a，11a’的外侧分别插入密封板25d和密封管17i，可避免曲轴室2c内的压力泄漏。
这样，根据本实施例，由于朝缸体3侧延伸的螺栓连接部分(连接轴套部分)12c，12c整体形成于位于插入铸造在铝合金曲轴箱2内的每一个铁合金曲轴支承轴承构件12，12’的横越缸膛轴线A相对的两侧位置上，并且用于将缸体3连接到曲轴箱2上的箱体螺栓30a被拧入螺栓连接部分12c，燃烧压力产生的负载可由横越缸膛轴线A设置的前后两个螺栓连接部分12c均匀地承担，因此能提高缸体3与曲轴箱2之间的连接刚性。
另外，由于在曲轴8附近平行设置的平衡轴22，22’在其至少一个端部由铁合金轴承构件12，12’支承，所以可以提高平衡轴22，22’的支承刚性。
进一步，由于螺栓连接部分12c的上端面12f由每一个铁合金轴承座12，12’向内定位，所以在将铁合金轴承座12，12’嵌入到曲轴箱2的内部时该上端面12f不暴露到曲轴箱2的缸体侧配合面2e，在曲轴箱2和缸体3之间的连接处不会有以混合方式存在硬度和材料都不同的金属构件的情况，因此可避免密封性能的降低。也就是说，假如铁合金螺栓连接部分12c的上端面12f与形成在铝合金缸体3的下法兰3b上的箱体侧配合面3c形成邻接，由于热胀系数等的不同会降低密封性能。
此外，在左侧轴承座12中，由于外径比平衡器驱动齿轮25a大的轴承环12d装在轴承11a的外圆周表面上，当把曲轴8安装在曲轴箱2内，用压配合等方法将平衡器驱动齿轮25a固定到曲轴8上时(或者，如果平衡器驱动齿轮25a形成为曲轴8的整体部分当然就没有这个问题)，不会出现平衡器驱动齿轮25a与轴承座12的轴套部分12b的最小内径部分产生干扰的危险，因此可正确地装配曲轴8而无任何问题。
曲轴箱2为两部分结构形式，分成左和右两个箱体部分2a，2b。左箱盖9可拆卸地附接到左箱体部分2a，左箱体部分2a和左箱盖9围成的空间构成飞轮磁性室9a。在该飞轮磁性室9a内容纳与曲轴8左端部分连接的飞轮永磁发电机35。注意，飞轮磁性室9a通过下面要介绍的链室3d，4d与凸轮轴安装室连通，因此已用于润滑凸轮轴的大部分润滑油经链室3d，4d落入飞轮磁性室9a。
此外，右箱盖10可拆卸地附接到右箱体部分2b，右箱体部分2b和右箱盖10围成的空间构成离合器室10a。
分别在曲轴箱2的前部和后部形成曲轴室2c和传动室2d。使曲轴室2c向缸膛3a开口，但被限定成与如传动室2d等的其他室基本隔断。由于此缘由，当活塞垂直往复运动时会导致传动室2d内的压力产生波动，因此，使传动室2d起到泵的功能。
曲轴8被这样设置左和右臂部分8a，8b和其左和右配重部分被容纳在曲轴室2c中。曲轴8为包括左曲轴部分和右曲轴部分的组合件，该左曲轴部分集成有左臂部分8a、左配重部分8b和左轴部分8c，该右曲轴部分集成有右臂部分8a、右配重部分8b和右轴部分8c’，该左曲轴部分和右曲轴部分通过管状曲轴销连成一体。
左和右轴部分8c，8c’通过曲轴轴承11a，11a’可旋转地支承在左和右箱体部分2a，2b上。如上所述，轴承11a，11a’被压配进铁合金轴承座12，12’内的轴承孔12a，该铁合金轴承座12，12’被插入铸造到铝合金的左、右箱体部分2a，2b内。
传动装置13容纳和设置在传动室2d内。传动装置13具有恒定啮合结构，该结构中主轴14和驱动轴15与曲轴8平行设置，使附接在主轴14上的第一级速到第五级速齿轮1p-5p与附接在驱动轴15上的第一级速到第五级速齿轮1w-5w恒定地啮合。
主轴14通过主轴轴承11b，11b可旋转地支承在左和右箱体部分2a，2b上；同时，驱动轴15通过驱动轴轴承11c，11c可旋转地支承在左和右箱体部分2a，2b上。
主轴14的右端部分穿过右箱体部分2b并向右侧突出，离合器机构16附接到该突出部分，且该离合器机构16位于离合器室10a内。然后，离合器机构16的大减速齿轮(输入齿轮)16a与固定地附接到曲轴8的右端部分的小减速齿轮17啮合。
驱动轴15的左端部分从左箱体部分2a向外突出，驱动链轮18附接到该突出部分。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器单元19包括横越曲轴8相对设置的且结构基本相同的前和后平衡器20，20’。前和后平衡器20，20’包括不转动的平衡轴22，22’和通过轴承23，23可旋转地支承在平衡轴上的配重24，24’。
这里，平衡轴22，22’被兼用作在曲轴延伸的方向上将左和右箱体部分2a，2b连接在一起的箱体螺栓(连接螺栓)。通过使在旋转支承的配重24在发动机横向上的内侧形成的法兰部分22a与在插入铸造在左和右箱体部分2a，2b内的轴承座12，12’上整体形成的轴套部分12g的外端面邻接，并将紧固螺母21a，21b拧入各自平衡轴的相对的端部上，各自的平衡轴22，22’同样也用于将左和右箱体部分连接在一起。
配重24包括半圆形配重主体24a和整体形成在配重主体上的圆形齿轮支承部分24b，环形的平衡器驱动齿轮24c固定附接到齿轮支承部分24b。请注意参考数字24b表示位置与配重主体24a相对的配重24的一部分上制作的孔，其用于把该部分的重量降低到尽可能低的水平。
附接到后平衡器20’上的平衡器从动齿轮24c与相对于齿轮单元25旋转地附接的平衡器驱动齿轮25a啮合，该齿轮单元25通过压配合紧固地附接到曲轴8的左轴部分8c。
请注意参考数字25b表示整体形成于齿轮单元15上的定时链驱动链轮，且该定时链驱动链轮具有如图11所示的用于气门定时的定时标记对准的对准或定时标记25c。齿轮单元25被压配合到曲轴8上，以便在曲轴8延伸的方向上看，当曲轴8位于压缩冲程的顶部死点时使定时标记25c与缸膛轴线A对准。
此外，附接到前平衡器20的平衡器从动齿轮24c与相对于固定附接到曲轴8的右轴部分8c’的小减速齿轮17旋转地支承的平衡器驱动齿轮17a啮合。
这里，后平衡器驱动齿轮25a相对于齿轮单元25旋转地支承，前平衡器驱动齿轮17a相对于小减速齿轮17旋转地支承。然后，均由板簧制成的U形缓冲弹簧33分别设置在平衡器驱动齿轮25a，17a和齿轮单元25以及小减速齿轮17之间，用以限制发动机内发生的扭矩波动产生的冲击传递到平衡器20，20’。
这里，虽然用于驱动前平衡器20的平衡器驱动齿轮17a将参照附图14详细说明，但如果要说明的是用于驱动后平衡器的平衡器驱动齿轮25a，也将给出相同的说明。平衡器驱动齿轮17a被形成环状并由被形成为具有比小减速齿轮17小的直径的滑动面17b旋转地相对于小减速齿轮17的一侧支承。然后，在滑动面17b上形成一定数量的U形弹簧保持槽17c，将其绕曲轴中心呈放射状的方式排设回该滑动面17b的表面上，并且U形缓冲弹簧33被排列成插入到弹簧保持槽17c里的适当位置。缓冲弹簧33的开口侧端部33a，33a被卡住在卡持凹陷部分17d上形成的前后阶梯部分，该卡持凹陷部分17d形成在平衡器驱动齿轮17a的内圆周表面上。
当由于扭矩波动在小减速齿轮17与平衡器驱动齿轮17a之间发生相对转动时，缓冲弹簧33在端部33a，33a之间的空间变窄的方向上发生弹性变形以吸收所产生的扭矩波动。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表示用于连接小减速齿轮1和曲轴8的键，参考数字17e，17f分别表示在小减速齿轮17和平衡器驱动齿轮17a装配中使用的对准标记。
在平衡器20，20’上设有用于调整平衡器从动齿轮24c，24c和平衡器驱动齿轮25a，17a之间齿隙的调整机构。该调整机构被构造成使平衡器轴22，22’的平衡器轴线稍微偏离平衡器从动齿轮24c的转动中心。也就是说，当使平衡轴22，22’绕着平衡器轴线转动时，平衡器从动齿轮24c的转动中心线与平衡器驱动齿轮25a，17a的转动中心线之间的间隙稍微变化，从而齿隙也发生变化。
这里，在前平衡器20和后平衡器20’之间，用于转动平衡轴22，22’的转动机构不相同。首先，在后平衡器20’中，在后平衡轴22’的左端部上形成有六边形的锁定突起部分22b，而形成于转动杆26一端上的花键状(多边星状)的锁定孔26a被锁定在锁定突起部分22b上。此外，在转动杆26的另一端以绕平衡器轴线延伸的形式形成一个弧形的螺栓孔26b。
穿过螺栓孔26b的固定螺栓27a被设置在导板28内。导板28总体上制成弧形并且用螺栓固定在曲轴箱2上。请注意导板28还具有控制润滑油流动的功能。
通过转动转动杆26实现后平衡器20’齿隙的调整，从而使齿隙调整到一个合适的状态，在调整时先松开固定螺母21a，随后用固定螺栓27a和固定螺母27b固定转动杆26，其后重新紧固固定螺母21a。
通过在圆形横截面的两侧形成平面部分22e形成的具有椭圆形横截面的握持部分22f形成于前平衡轴22的左端部上(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附接到握持部分22f上，进一步地，夹持杆29的夹持部分29b以可在轴向移动但不会相对转动的形式附接到轴环29a外面。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上。另外，在夹持杆29的夹持部分29b上形成夹紧缝29c，以便通过紧固固定螺栓29d防止夹持杆29和由此的平衡轴22的转动。更进一步，固定螺母21b通过垫圈被稳固地拧到平衡轴22上夹持杆29的外侧。
前平衡器20齿隙的调节是这样实现的通过松开或最好是拿开固定螺母21b，用工具夹紧平衡轴22的握持部分22f来转动平衡轴22使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，通过将锁定突起部分22b的上部切削成弧形，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向引进部分22c开口，且导孔伸入平衡轴22并从中穿过到达平衡轴22的外圆周面的下方，从而使润滑油引进部分22c与平衡器轴承23的内圆周面连通。因此，进入润滑油引进部分22c的润滑油就供给到平衡器轴承23。
这里，虽然配重24和平衡器从动齿轮24c设置在曲轴在前平衡器20内延伸的方向的右端部，但其在后平衡器20’内设置于左端部。此外，在前和后平衡器20，20’内，平衡器从动齿轮24c相对于配重24位于右侧，因此，配重24和平衡器从动齿轮24c在前后平衡器内具有相同的构造。
因此，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22(主平衡轴)的右手侧(一侧)，及配重主体24a和平衡器从动齿轮24c沿曲轴延伸方向设置在后平衡轴22’(辅助平衡轴)的左手侧(另一侧)，所以可避免当设置双轴平衡器单元时将导致的曲轴方向上的重量平衡的降低。
此外，由于前和后平衡轴22，22’被兼用作将左和右箱体部分2a，2b连接在一起的箱体螺栓，当采用双轴平衡器单元时，在发动机的结构被限制变得复杂及元件数量被限制增加的情况下，能够提高曲轴箱的连接刚性。
此外，由于平衡器配重主体24a和平衡器从动齿轮24c被制成一体，并分别由平衡轴22，22’旋转支撑，只有平衡器配重主体24a和平衡器从动齿轮24c可被驱动旋转，因此，可有效地将发动机的输出应用到平衡轴自身无需驱动转动的程度。
此外，当与平衡器配重和平衡轴制成一体的发动机构造相比时，可提高装配的自由度。
此外，由于使平衡器从动齿轮24c的旋转中心线相对偏移平衡轴22，22’的轴线，平衡器从动齿轮24c和曲轴8侧上的平衡器驱动齿轮25a、27a之间的齿隙能用简单构造或仅通过转动平衡轴的简单操作来调节，因此可防止产生噪声。
在前平衡轴22上，齿隙调节是这样实现的用工具夹紧形成在平衡轴22左手侧上的握持部分22f以转动平衡轴22；在后平衡轴22’上，齿隙调节是这样实现的转动设置在后平衡轴22’左手侧的转动杆26。因此，在前和后平衡轴22，22’中的任一个上都可从发动机的左手侧调节齿隙，因此能有效率地实现齿隙调节工作。
此外，由于曲轴8侧上的与平衡器从动齿轮24c啮合的平衡器驱动齿轮17a用这样的方式构造设置其相对于固定到曲轴8上的小减速齿轮17的滑动面17b转动，U形缓冲弹簧33设置在将其从该滑动面17b往回排设而形成的弹簧保持槽17c中，发动机内扭矩波动产生的冲击可被该紧凑的结构吸收以便平衡器单元能平稳地工作。请注意对于平衡器驱动齿轮25a可用相同的说明。
进一步，冷却剂泵48与其同轴地设置在前平衡轴22的右端部。冷却剂泵48的转轴与平衡轴22通过Oldham联结器连接，该Oldham联结器与润滑油泵52的联结器具有相似的结构，下面将介绍，这个连接方式可吸收转轴和平衡轴22的中心之间的轻微偏移。
在本实施例的气门传动装置中，设置在缸头盖5内的吸气凸轮轴36和排气凸轮轴37被构造成由曲轴8驱动旋转。更具体地说，压配合到曲轴8的左轴部分8c以便与之附接的齿轮单元25的曲轴链轮25b，和由设置在缸头4内的支承轴39转动支撑的中间链轮38a由定时链40连接，整体形成在中间链轮38a上且直径小于中间链轮38a直径的中间齿轮38与固定在吸气和排气凸轮轴36，37的端部的吸气和排气齿轮41，42啮合。请注意设置的定时链40穿过形成于缸体3和缸头4的左壁上的链室3d，4d。
中间链轮38a和中间齿轮38b由支承轴39通过两组滚针轴承44旋转支撑，该支承轴39在曲轴沿缸膛轴线A延伸的方向上穿过缸头4上的链室4d。该支承轴39在其法兰部分39a处用两个螺栓39b固定到缸头4上。请注意参考数字39c，39d分别表示密封垫圈。
这里，两组滚针轴承44，44采用商业销售的轴承(标准轴承)。间隙调节环44a设置在各个轴承44，44之间，用于承受推力负载的止推垫圈44b，44b设置在该轴承的端部。该止推垫圈44b形成台阶状，其具有与中间链轮的端面滑动接触的大直径部分及轴向突向滚针轴承44的台阶部分。
因此，由于间隙调节环44a设置在两组轴承44，44之间，通过调节间隙调节环44a的长度就可采用商业销售的标准轴承，因此能减少成本。
此外，由于将有台阶结构的垫圈用为止推垫圈44b，可改善中间链轮38a的装配工作。也就是说，在装配中间链轮38a中，当在中间链轮38a和中间齿轮38b设置在链室4d内及止推垫圈44b以不从中间链轮38a和中间齿轮38b上脱落的方式定位于中间链轮38a和中间齿轮38b的端部的状态下从外部插入支承轴39，通过使止推垫圈44b的台阶部分锁定在中间链轮38a的轴孔内可防止止推垫圈44b脱落，因此可改善装配特性。
此外，油孔39e形成在支承轴39上，用于把从凸轮室通过缸头4上形成的油引进孔4e引入的润滑油供给到滚针轴承44。
此外，四个重量减轻孔38c和两个适合于装配时使用，且使其兼有重量减轻孔作用的检测孔38c’以间隔60度的方式形成。然后，对准或定时标记38d刻在位于中间齿轮38b用的检测孔38c’的基本中心处的齿上，定时标记41a，42a也刻在吸气和排气凸轮轴齿轮41，42的相应于定时标记38d的两个齿上。在此，当将左右定时标记38d，38d和定时标记41a，42a对准时，吸气和排气凸轮轴齿轮41，42分别位于对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的位于缸头4的盖侧配合面4f上的部分上。
为了对准气门定时，首先，通过将定时标记25c(参考图11)对准缸膛轴线A使曲轴8保持在压缩冲程的顶部死点上。此外，通过支承轴39附接到缸头4上的中间链轮38a和中间齿轮38b被定位成使中间链轮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，当通过检测孔38c’确认定时标记41a，42a与中间齿轮38b上的定时标记38d对准时，吸气和排气凸轮轴36，37上的吸气和排气凸轮轴齿轮41，42与中间齿轮38b啮合，及吸气和排气凸轮轴36，37通过凸轮托架固定在缸头4的上表面上。
因此，由于在中间链轮38a内设置兼有重量减轻孔作用、以减轻大直径中间链轮38a重量的检测孔38c’，所以可以通过检测孔38c’确认设在中间链轮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的对准，当小直径中间齿轮38b设在大直径中间链轮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通过简便且可靠的方式观察确认，因此可毫无问题地对准气门定时。
此外，因为中间齿轮38b可设置在中间链轮38a的背面侧，可使从与中间齿轮38b啮合的凸轮轴齿轮41，42到凸轮尖36a的尺寸变得更短，同时使凸轮轴的扭转角度小到该尺寸能达到那样小的程度，因此可使凸轮轴周围区域更紧凑。
也就是说，例如，在中间齿轮38b设置在中间链轮38a前侧的情况下，尽管气门定时能容易对准，但从凸轮轴齿轮41，42到凸轮尖之间的尺寸变长，且凸轮轴的扭转角度变大到该尺寸扩大那样的程度，因此降低了阀打开和闭合定时的控制精度。
此外，在中间齿轮38b设置在中间链轮38a的前面的情况下，需要扩大中间链轮支承轴39与凸轮轴36，37之间的间隙以避免中间链轮38a和凸轮轴36，37之间的任何干扰，这会导致凸轮轴周围区域的扩大的情况。
这里，在中间齿轮38b与凸轮轴齿轮41，42之间设有齿隙调节机构。该调节机构具有以下结构吸气凸轮轴齿轮41和排气凸轮轴齿轮42由两个齿轮构成，如驱动齿轮(动力传动齿轮)46和变速齿轮(调整齿轮)45，并且驱动齿轮46和变速齿轮45的角度位置可调整。
也就是说，变速齿轮45和驱动齿轮46以这样的方式分别固定在形成于凸轮轴36，37端部的法兰部分36b，37b上，其角度位置可通过圆周上的四个长延长孔45a，46a和四个长螺栓68a调整。在朝外设置的驱动齿轮46上切削形成间隙部分46b，只有变速齿轮45以这样的方式固定其角度位置可以通过利用间隙部分46由两个延长孔45b和两个短螺栓68b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。结果，吸气凸轮轴齿轮41和排气凸轮轴齿轮42都顺时针方向旋转。此外，在这里尽管将相关于吸气凸轮轴齿轮41说明齿隙的调整，但对排气凸轮轴齿轮42也将做出相同的说明。
首先，松开吸气凸轮轴齿轮41的所有固定螺栓68a，68b，顺时针方向转动变速齿轮45，使变速齿轮45的轮齿在顺时针方向的前侧齿面与中间齿轮38b的轮齿在逆时针方向上的后侧齿面轻微邻接。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，使驱动齿轮46轮齿在逆时针方向上的前侧齿面(从动面)与中间齿轮38b在逆时针方向上的前侧齿面(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固定在吸气凸轮轴36上。
因此，由于吸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，可以通过相对于驱动齿轮46在旋转方向上向前或向后转动变速齿轮45来调整齿隙。
在本实施例中，要注意的是，虽然组成凸轮轴齿轮41，42的驱动齿轮46和变速齿轮45都被叙述为能相对凸轮轴转动，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集成到凸轮轴上。在上述情况下，最好是由集成到凸轮轴上的齿轮构成动力传递齿轮。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优点。
此外，尽管在本实施例中本发明被叙述为应用到采用了链驱动方法的设计结构，本发明当然还能够应用到采用齿带的驱动方法。
接下来，将说明润滑结构。
根据本实施例的发动机的润滑系统50被构造成存储在独立的润滑油箱51中的润滑油通过机动车车体架上的下管56c由润滑油泵52抽取和加压，从油泵52排放出的润滑油分成三个系统，如凸轮润滑系统53，传动润滑系统54和曲轴润滑系统55，以便润滑油供给到各个系统中需要润滑的部分，当活塞6垂直往复运动时，通过利用曲轴室2c内发生的压力波动使用于润滑需要润滑的各个部件的润滑油回到润滑油箱51。
润滑油箱51整体形成在由头管56a，主管56b，下管56c和机动车车体架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的下部的丁字管56e连通。
然后，丁字管56e通过出口管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的排油口通过构成位于泵排油口和滤油器之间的润滑油通道的一部分的排油通道58b，外部连接室58c和润滑油通道58d与滤油器59连接，并在过滤器59的二次侧被分成三个润滑系统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，通过把与滤油器盖部47a相对应的盖体47的一部分可拆卸地附接到设置在右箱盖10内的滤油器凹部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。请注意盖体47是包括滤油器盖部分47a和泵盖部分47b的一个整体，下面将要介绍它。
凸轮润滑系统53具有这样的结构，其通常构造如下T形润滑油管的垂直构件53a的下端与滤油器凹部10b的外侧的滤油器盖部47a处形成的油通道的凸轮侧出口59a连接，而润滑油管的水平构件53b的左和右端与凸轮轴供油通道53c连接，所以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的轴承等部分。
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与沿轴心形成在主轴14内的主轴孔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的中间部分与螺栓孔60a连通，用于把左、右箱体2a，2b连接在一起的箱体螺栓60可穿过该螺栓孔60a。该螺栓孔60a被这样形成形成一个内径比管状轴套部分60c，60c内的箱体螺栓60的外径稍大的孔，该轴套部分60c，60c被形成为在左、右箱体部分2a，2b之间的配合面上彼此相对和邻接。轴套部分60c位于主轴14上的齿轮系列与驱动轴15上的齿轮系列相啮合部位的附近，并且形成有多个分支孔60b，螺栓孔60a内的润滑油从多个该分支孔60b喷向该齿轮系列啮合部位。请注意图19中通到左、右箱体部分内的螺栓60是相同的螺栓。
进一步，螺栓孔60a的右端部经连通孔54c与沿轴心形成在驱动轴15内的驱动轴孔15a连通。然后，该驱动轴孔15a被左手侧部分处的隔离壁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形成在盖体47内、并作为位于滤油器和润滑油通道之间的从曲轴侧出口59c伸向润滑油泵52的润滑油通道的一部分，使该曲轴供油通道55a与沿转轴62轴心穿过的、在润滑油泵52的转轴62内形成的连通孔62a(泵进油供应通道)连通，进一步，连通孔62a经连接管64与沿曲轴8轴心穿过的、形成在曲轴8内的曲轴供油孔8e(曲轴进油供应通道)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，使该销孔65a经分支孔65b向在连杆7的大端部7a处的滚针轴承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装配在右侧箱盖10内形成的泵支撑孔10b内，并被可拆卸地附接到右侧箱盖10上的盖体47的泵盖部分47b覆盖。
润滑油泵52具有这样的结构，其通常构造如下泵室61c设置在由左、右箱体61a，61b组成的两部分箱体的右箱体61b内，设置时将箱体的相关部分从其余部分再装回，转子63旋转地设置在泵室61内，泵轴62沿转子63的轴心以从其穿过的方式被插入到转子63内，并用销63a把泵轴62和转子63固定在一起。请注意吸油通道58a和排油通道58b分别连接到左箱体61a的泵室上游侧和泵室下游侧。
此外，使吸油通道58a和作为位于润滑油泵和滤油器之间的润滑油通道的曲轴供油通道55a经设在它们之间的调压安全阀66彼此连通。该安全阀66用于把润滑油泵52的泄油压力保持等于或小于预定值，并具有这样的构造，使曲轴供油通道55a和吸油通道58a经油管66a彼此连通，位于油管66a端部的面向吸油通道的油管66a的开口适合于由球阀66b打开和关闭，并由偏置弹簧66c把该球阀66b用压力偏置向闭合方向。
当润滑油泵52的排油侧上的压力达到或超过预定值，球阀66b克服偏置弹簧66c的弹簧力打开油管66a以便将曲轴供油通道55a侧的压力释放到吸油通道58a侧上的压力，因此，润滑油泵52的泄油侧压力被调节到预定值。
泵轴62是管状轴，该管状轴沿轴向穿过泵箱体61，并如图示在其右端部向曲轴供油通道55a开口。此外，如图示，动力传动法兰部分62b整体形成在转轴62的左端部。该法兰部分62b面朝向曲轴8的右端面，且用Oldham联结器把该法兰部分62b和曲轴8彼此连接在一起，该连接方式具有吸收轴心的轻微偏移的作用。
为了详细说明，Oldham联结器67具有这样的构造连接板67a设置在曲轴8和法兰部分62b之间，设置在法兰部分62b内的销67c被插入到连接板67a内的连接孔67d中，设置在曲轴8端面的销67b被插入到连接孔67e中。
此外，连接管64把曲轴8内的供油通道的右端开口连接到泵轴62内的供油通道的左端开口，密封由曲轴侧开口的内圆周、泵轴侧开口的内圆周和连接管64的外圆周之间的油封64a提供。
因此，根据本实施例的润滑系统，由于润滑油泵52设置成与曲轴8的一端连接，及使润滑油泵52的排油口经润滑油泵52的泵轴62内形成的连通孔62a(泵供油通道)和连接管64与曲轴8内形成的曲轴供油孔8e(曲轴供油通道)连通，因此可用简单和紧凑的结构使润滑油供应到曲轴上需要润滑的部分。
此外，由于曲轴8和润滑油泵52被能够吸收与它们正交的方向上的轴的偏移的Oldham联结器67连接在一起，及连通孔62a和曲轴供油孔8e经连接管64彼此连通，具有弹性的O型环64a设置在连接管64和连通孔62a，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移，润滑油也可供给到需要润滑的部分不会有任何问题，因此可确保所需的润滑特性。
此外，由于润滑油泵可拆卸地附接到曲轴箱盖10，并被可拆卸地附接到曲轴箱盖10上的盖体47的泵盖部分47b覆盖，润滑油泵52设置在曲轴箱内以便把润滑油供给到曲轴进油供应通道的结构能通过简单和紧凑的结构加以实现。
进一步，由于使润滑油泵52的排油口和泵轴内的供油通道经润滑油通道彼此连通，滤油器59能容易地设置在润滑油通道的长度方向上的中间位置，因此可避免如果使润滑油泵与曲轴进油供应通道直接连接时滤油器的配置变得困难的问题。
此外，由于滤油器59被这样构造滤油元件59e设置在由曲轴箱盖10和可拆卸地附接到曲轴箱盖10的盖体47的滤油器盖部分47a限定的滤油器室59d内，因此可用简单的构造把滤油器59设置在润滑油泵52的排油侧，以便长时间周期确保所需的润滑性能。此外，只要移去盖体47就能更换滤油元件59e，这便于滤油器59的维护。
此外，由于润滑油泵排油口和滤油器之间的部分形成在曲轴箱盖10内，及滤油器和泵进油通道之间的部分形成在盖体47(滤油器盖部分)内，因此可用简单构造实现先从润滑油泵向上延伸然后向下返回的复杂的润滑通道。
此外，因为滤油器盖部分47a和泵盖部分47b作为盖体47的整体部分形成，该构造能被简化，通过移去几个附接螺栓便可附接和拆卸该盖体47，因此便于维护工作。
进一步，由于调压安全阀66设置在润滑油泵52的吸油侧上的通道58a与位于滤油器和油泵之间的润滑油通道部分之间，因此用简单的构造可把润滑油泵排油侧压力调节到预定压力值。
这里，如上所述，曲轴室2c与其它传动室2d、飞轮磁性室9a和离合器室10a相分离地限定，因此在回油机构的构造中曲轴室2c内的压力随活塞6的往复运动产生正、负波动，所以利用压力波动，各自室内的润滑油回到润滑油箱51。
为了详细说明，排油口2g和吸油口2h形成在曲轴室2c内。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被设置在排油口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被设置在吸油口2h。
然后，排油口2g经连通孔2i从曲轴室2c与离合器室10a连通，然后经连通孔2j从离合器室10a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。与飞轮磁性室9a形成连通的回油口2m经回油管57c、滤油器57d和回油管57e与润滑油箱51连通。
这里，导板2n设置在回油口2m。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a和确保一个大的宽度b，导板2n具有确保润滑油排油的功能。
此外，油分离机构与润滑油箱51连接，其利用离心力分离油箱内包含在空气中的油雾，以便把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的上部连接的引进管72a在另一端与锥形分离室71的上部切向连接，与分离室71的底部连接的回油管72b与曲轴室2c的吸油口2h连接。请注意油雾从中分离的空气经排气孔72c被排到大气中。
因此，根据本实施例，由于曲轴室2c是基本封闭的空间，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的润滑油被返回到润滑油箱51，可不必设置专用的油输送泵(清油泵)，因此该发动机的结构能被简化，成本能被降低。
此外，适合于当曲轴室内的压力升高时打开、当曲轴室内的压力下降时关闭的排油口簧片阀69(出油口侧单向阀)设置在油输送通道与曲轴室连接处的附近，曲轴室2c内的润滑油能以更可靠的方式返回油箱51。
此外，由于油箱51内油位以上的部分经回油管72a，72b与曲轴室2c连接，适合于当曲轴室内的压力下降时打开、当曲轴室2c内的压力升高时关闭的排油口簧片阀70(吸油口侧单向阀)设置在回油管与曲轴室2c连接处的附近，当活塞6向上运动时所需空气被吸入曲轴室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内的润滑油能以更可靠的方式输出。
顺便提及，当没有设置从外部向曲轴室2c内部的空气供应通道时，只有在曲轴室内形成负压或低正压，才会导致出现油不能被正确地输送出去的情况。
进一步，由于用于分离润滑油雾的离心润滑油雾分离机构71设置在沿回油通道72a，72b的长度方向的中间位置，所以分离的润滑油雾经回油管72b返回到曲轴室2c，因此从中去除油雾的空气被排放到大气中，只有润滑油雾能返回到曲轴室，才可避免当过量空气进入曲轴室时出现的油输送效率的降低，因此在防止大气污染的同时，可以更可靠的方式输出曲轴室内的润滑油。
进一步，由于管状轴套部分60c形成在构成传动的主轴14和驱动轴15的附近，曲轴箱连接箱体螺栓60被插入到轴套部分60c内的螺栓孔60a内，以便使螺栓孔60a的内圆周面和箱体螺栓60的外圆周面之间的空间形成润滑油通道，通向变速齿轮的分支孔60b(润滑油供应孔)形成在轴套部分60c，润滑油能供给到变速齿轮的啮合面，同时不必设置专用的润滑油供应通道。
此外，因为使由螺栓孔60a的内圆周面和螺栓60的外圆周面限定的润滑油通道的另一端与位于和驱动轴孔15a的出口侧相对面的驱动轴15内形成的驱动轴孔15a(润滑油通道)的开口连通，因此润滑油可供给到驱动轴15上与变速齿轮形成滑动接触的部分，同时不必设置专用的润滑油供应通道。
工业应用根据本发明的第一方面，由于润滑油泵的泵轴与曲轴的端部连接，因此不存在当润滑油泵的内部转子直接附接到曲轴时会发生的曲轴的振动被直接传递到泵侧的危险，因此润滑油泵可设置在轴向和曲轴的轴承部分分隔的位置处，因此在选择设置润滑油泵的位置时可提高其选择的自由度。
此外，由于使泵进油供应通道的另一端经润滑油通道与润滑油泵的排油口连通，例如，滤油器能按照要求设置在沿润滑油通道的长度方向的中间位置，因此，与使润滑油泵的排油口直接与曲轴进油供应通道连通的传统例子相比，可提高了设计的自由度。
此外，根据本发明的第二方面，由于泵轴和曲轴通过能吸收和两轴正交的方向上的轴偏移的联结器连接在一起，通过在泵轴和曲轴之间设置连接管使泵轴内的泵进油供应通道和曲轴进油供应通道彼此连通，即使泵轴和曲轴的中心彼此存在轻微偏移，润滑油也能供给到需要润滑的部分不会有任何问题，因此可确保所需的润滑特性。
根据本发明的第三方面，由于润滑油泵可拆卸地与曲轴箱盖附接，然后用与曲轴箱盖可拆卸地附接的泵盖覆盖，因此可用简单的构造实现润滑油泵的设置和把润滑油供给到曲轴进油供应通道。
根据本发明的第四方面，由于滤油器设置在沿润滑油通道长度方向的中间位置，并且如此设置的滤油器具有这样的构造滤油元件设置在由曲轴箱盖和与曲轴箱盖可拆卸地附接的滤油器盖限定的滤油器室内，滤油器能设置在润滑油泵的排油侧以用简单的构造确保所需的长时间周期的润滑特性。
此外，由于位于润滑油泵排油口和滤油器之间的润滑油通道部分形成在曲轴箱盖内，位于滤油器和泵进油供应通道之间的润滑油通道部分形成在滤油器盖内，可用简单的构造实现否则将复杂的润滑油通道。
根据本发明的第五方面，由于泵盖和滤油器盖整体形成，所以该构造被进一步简化。
根据本发明的第六方面，由于调压安全阀设置在润滑油泵的吸入侧上的通道和位于滤油器的下游的润滑油通道之间，因此可用简单构造把润滑油泵排油侧压力调节到预定值。
权利要求
1.一种设有由曲轴旋转地驱动的、向需要润滑的部件在压力下输送润滑油的润滑油泵的发动机润滑系统，其特征在于，润滑油泵与曲轴的一端以泵轴与曲轴基本同轴对准的方式连接，泵进油供应通道以从和曲轴相对的一侧至曲轴的一侧穿过润滑油泵的方式形成在润滑油泵内，以及使如此形成的所述泵进油供应通道的一端与形成在曲轴内的、用于向曲轴上需要润滑的部分供给润滑油的曲轴进油供应通道连通，另一端经润滑油通道与润滑油泵的排油口连通。
2.如权利要求1所述的发动机润滑系统，其特征在于，所述泵进油供应通道形成在泵轴内，泵轴和曲轴通过能吸收和两轴正交的方向上的轴偏移的联结器连接在一起，在泵轴和曲轴之间以能吸收和两轴正交的方向上的轴偏移的方式设置连接管，以及通过所述连接管使曲轴进油供应通道和泵进油供应通道彼此连通。
3.如权利要求1或2所述的发动机润滑系统，其特征在于，润滑油泵可拆卸地附接到曲轴箱盖，并被与曲轴箱盖可拆卸地附接的泵盖覆盖。
4.如权利要求3所述的发动机润滑系统，其特征在于，滤油器设置在沿润滑油通道的长度方向的中间位置，所述滤油器具有这样的构造滤油元件设置在由曲轴箱盖和与曲轴箱盖可拆卸地附接的滤油器盖限定的滤油器室内，位于润滑油泵的排油口和滤油器之间的润滑油通道部分形成在曲轴箱盖，以及位于滤油器和泵进油通道之间的润滑油通道部分形成在可拆卸地覆盖滤油器的滤油器盖。
5.如权利要求4所述的发动机润滑系统，其特征在于，所述泵盖和滤油器盖形成一体。
6.如权利要求4或5所述的发动机润滑系统，其特征在于，使润滑油泵吸油侧的通道和位于滤油器下游侧的润滑油通道部分经调压安全阀彼此连通。
全文摘要
一种设有由曲轴旋转地驱动的、向需要润滑的部件在压力下输送润滑油的润滑油泵的发动机润滑系统，其特征在于，润滑油泵与曲轴的一端以泵轴与曲轴基本同轴对准的方式连接，泵进油供应通道以从和曲轴相对面的一侧至曲轴的一侧穿过润滑油泵的方式形成在润滑油泵内，以及使如此形成的所述泵进油供应通道的一端与形成在曲轴内的、用于向曲轴上需要润滑的部分供给润滑油的曲轴进油供应通道连通，另一端经润滑油通道与润滑油泵的排油口连通。
文档编号F01M1/02GK1633548SQ03804040
公开日2005年6月29日 申请日期2003年2月19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