CN101603577A - 带有平衡器机构的发动机 - Google Patents

Abstract

一种带有平衡器机构的发动机，具有曲柄机构和用于对曲柄机构产生的振动进行抑制的平衡器机构。对平衡器机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力造成的平动力带来的加速度、以及平衡器机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力造成的力偶带来的加速度进行调整，使发动机的瞬时旋转中心位于预定目标位置附近。

Description

带有平衡器机构的发动机

本分案申请是申请号为200580023161.1、申请日为2005年7月4日的发明专利的分案申请，该发明专利申请的发明名称为“带有平衡器机构的发动机”。

技术领域

本发明涉及设有曲柄机构和平衡器机构的发动机，所述平衡器机构可以抑制曲柄机构造成的振动。

背景技术

传统上，已知一种设有曲柄机构和平衡器机构的发动机，所述平衡器机构可以抑制曲柄机构造成的振动(例如参见专利文献1)。

专利文献1公开了一种踏板摩托车，该摩托车上安装有用于产生惯性力的单轴平衡器机构，所述惯性力与曲柄机构的原惯性力方向相反且大小相同，以便减小由曲柄机构的原惯性力造成的振动。

[专利文献1]JP-A-2003-237674

发明内容

[本发明要解决的问题]

由于专利文献1中公开的结构设定为使得曲柄机构原惯性力的矢量轨迹形成圆形，且平衡器机构的惯性力在所有阶段都与曲柄机构的原惯性力方向相反、大小相同，所以曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力不产生平动力。因此，可以抑制由曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生的平动力所造成的振动。

由于平衡器轴布置在与曲柄轴隔开预定距离的位置处，所以曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生力偶。由于产生的力偶以发动机的重心为瞬时旋转中心，所以存在下述缺点：产生的振动随着作为瞬时旋转中心的发动机重心而转向。因此，采用专利文献1中公开的结构时，通过连杆来支持发动机，以防力偶造成的振动传递到发动机。更具体地说，采用专利文献1时，在将发动机支撑在发动机重心以外的其它位置时，虽然不能防止在该位置产生振动，但是连杆防止振动传递到车身。即，在支撑发动机的位置处产生的力偶所造成的振动本身并未得到控制和抑制。

为了解决该问题而考虑到了本发明，本发明的一个目的是提供一种设有平衡器机构的发动机，它可以抑制由曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力在任意位置产生的力偶所造成的振动。并且，另一个目的是提供一种其上装有该发动机的摩托车。

[解决问题的方案和发明效果]

本申请的发明人首先注意到了这样的事实，即可以通过使瞬时旋转中心位于发动机的可选目标位置而抑制目标位置处的振动。他们考虑到了下述事实而完成了本发明：曲柄机构产生的原惯性力包括旋转分量和平动分量，可以通过对力偶造成的加速度以及平动分量造成的加速度进行调整来使发动机的瞬时旋转中心位于目标位置处，其中所述力偶是旋转分量与平衡器机构的惯性力抵消而产生的。

即，本发明一个方面的带有平衡器机构的发动机，包括曲柄机构、对曲柄机构造成的振动进行抑制的平衡器机构，通过对曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生的平动力造成的加速度、以及曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生的力偶造成的加速度进行调整，而将发动机的瞬时旋转中心布置在预定目标位置附近。

采用第一方面的带有平衡器机构的发动机，可以通过对曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生的平动力造成的加速度、以及曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生的力偶造成的加速度进行调整，而将发动机的瞬时旋转中心布置在预定目标位置附近。因此，抑制了在布置瞬时旋转中心的预定目标位置附近产生由曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生的力偶造成的振动。由此，可以抑制可选位置(目标位置)附近产生由曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生的力偶造成的振动。

在第一方面的带有平衡器机构的发动机中，优选地对平动力造成的加速度和力偶造成的加速度进行调整以使之在布置了瞬时旋转中心的预定目标位置附近基本上方向相反且基本上大小相同。采用这样的构造，可以容易地将瞬时旋转中心布置在可选目标位置附近，使得容易地在可选目标位置附近抑制力偶造成的振动。

在第一方面的带有平衡器机构的发动机中，曲柄机构的原惯性力优选地在力的矢量图中限定了与一个循环的轨迹对应的预定椭圆形状。采用这样的结构，通过使用曲柄机构的限定了椭圆形矢量轨迹的原惯性力与平衡器机构的通常具有正圆形矢量轨迹的惯性力相比，可以产生平动力分量。因此，使用平动力造成的加速度和力偶造成的加速度，可以容易地将瞬时旋转中心布置在可选目标位置附近。

在曲柄机构的原惯性力优选地限定了预定椭圆形状的、带有平衡器机构的发动机中，曲柄机构包括曲柄轴，平衡器机构包括平衡器轴，将连接在平衡器轴与曲柄轴之间的曲柄/平衡器直线布置成与连接在发动机重心和预定目标位置之间的重心/目标位置直线基本上平行，曲柄机构的原惯性力椭圆长轴布置成基本上平行于曲柄/平衡器直线，平衡器机构的惯性力在力的矢量图中由与一个循环对应的轨迹限定了基本上正圆形状，平衡器机构的惯性力的正圆形直径基本上等于曲柄机构的原惯性力椭圆长轴。采用这样的结构，可以通过对曲柄机构的原惯性力的椭圆形状进行控制，使得平动力造成的加速度和力偶造成的加速度在预定目标位置附近具有基本上相反的方向和基本上相同的大小，而更加容易地将瞬时旋转中心布置在可选目标位置附近。

在曲柄机构的原惯性力优选地限定了预定椭圆形状的、带有平衡器机构的发动机中，曲柄机构还包括配重，通过调整至少所述配重，来对曲柄机构产生的原惯性力椭圆形状进行控制。采用这样的结构，可以通过对配重的位置和重量进行调整，而更加容易地将曲柄机构的原惯性力椭圆形状控制为预定椭圆形状。

在第一方面的带有平衡器机构的发动机中，优选地还设有支撑发动机的枢转轴，布置了发动机瞬时旋转中心的预定目标位置对应于所述枢转轴。采用这样的结构，由于可以抑制枢转轴附近的振动，所以不必设置任何连杆来对枢转轴的振动向安装了发动机的车身框架等的传递进行限制。因此，可以减少零件数目并使之减轻。

在第一方面带有平衡器机构的发动机中，平衡器机构包括单轴平衡器机构。采用这样的结构，可以在具有单轴平衡器机构的发动机中容易地抑制力偶在可选目标位置附近造成的振动，所述发动机中易于产生所述力偶造成的振动。

本发明第二方面的摩托车包括根据权利要求1至7中任意一项所述的带有平衡器机构的发动机。采用这样的结构，可以获得这样的摩托车，其中可以抑制可选位置(目标位置)附近由曲柄机构的原惯性力和平衡器机构的惯性力产生的力偶造成的振动。

为了设计具有上述结构的发动机，需要曲柄机构产生预定的原惯性力椭圆，它使得力偶和平动力在目标位置(瞬时旋转中心)处相互抵消。另外，通过对曲柄机构的失衡配重(曲柄失衡(配重)k·Wt)进行大小和相位方面的调整，曲柄机构的原惯性力椭圆长轴方向χ和长轴A可以自由设定。

角度χ和长轴A可以由下面的式子得到。

[式6]

β＝360°-Ψ_B

$\mathrm{\η}=\frac{1}{2}\·{\tan }^{-1}\left(\frac{2\·\mathrm{\λ}\·\sin \mathrm{\β}}{1+2\·\mathrm{\λ}\·\cos \mathrm{\β}}\right)$

χ＝90°-(η+Ψ_F)

$A=\frac{\cos \mathrm{\η}+\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}{\cos \mathrm{\η}+2\·\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}$

(其中χ表示以汽缸轴线为基准，沿曲柄轴旋转方向所取的椭圆长轴方向角)。

因此，在进行设计时，将原惯性力分为旋转分量和往复运动分量(平动分量)，得到旋转分量抵消平衡器惯性力所产生的力偶(力矩)所得的加速度，并根据在曲柄位置要抵消上述加速度所需平动力的大小和方向确定往复运动分量的加速度。确定曲柄的失衡配重(曲柄失衡)的大小(k)和相位(α)，所述曲柄用于产生具有该旋转分量和往复运动分量的原惯性力椭圆，并确定平衡器的大小(k_B)和相位。

曲柄失衡的大小k和相位α可以由下面的式子得到。

[式7]

$k=\frac{A\·\sin \mathrm{\χ}}{\sin (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}=\frac{(A-1)\cos \mathrm{\χ}}{\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}$

$\mathrm{\α}=\mathrm{\χ}+{\tan }^{-1}[\frac{A}{A-1}\·\tan \mathrm{\χ}].$

最后，应当理解，上述设计过程相当于使用下面的公式(11)到(16’)来得到曲柄的原惯性力椭圆的长轴方向χ和长轴A，以及平衡器的大小k_B。另外，在得到这些时，由非对称曲柄公式也得到了曲柄失衡配重的大小(k)和相位(α)。因此，在设计根据本发明的发动机时所用的设计装置中，只要存储用于计算的程序并输入预定参数从而能够确定发动机元件就足够了。由此，可以容易地设计发动机，在该发动机中抑制了预定位置处的振动。

[式8]

$\mathrm{\λ}=\frac{I+M\·L_P\·L_C}{M\·L_P\·L_B}$ 式(11)

β＝360°-Ψ_B    式(12)

$\mathrm{\η}=\frac{1}{2}\·{\tan }^{-1}\left(\frac{2\·\mathrm{\λ}\·\sin \mathrm{\β}}{1+2\·\mathrm{\λ}\·\cos \mathrm{\β}}\right)$ 式(13)

χ＝90°-(η+Ψ_F)式(14)

$A=\frac{\cos \mathrm{\η}+\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}{\cos \mathrm{\η}+2\·\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}$ 式(15)

$=\frac{\mathrm{\λ}\·\sin (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}{2\·\mathrm{\λ}\·\sin (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})-\sin \mathrm{\η}}$ 式(15’)

$k_B=\frac{\mathrm{\λ}\·\cos \mathrm{\η}}{\cos \mathrm{\η}+2\·\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}$ 式(16)

$=\frac{\mathrm{\λ}\·\sin \mathrm{\η}}{2\·\mathrm{\λ}\·\sin (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})-\sin \mathrm{\η}}$ 式(16’)

此外，在本发明第三方面带有平衡器机构的发动机中，设有防振动元件来减轻曲柄机构的二次惯性力造成的振动向目标位置外部传递。

由于这样在目标位置设置了防振动元件，所以可以减轻一次惯性力在目标位置造成的振动并抑制二次惯性力造成的振动向目标位置外部传递。

本发明还可以适用于与单汽缸等同的发动机。另外，等同于单汽缸的发动机不限于只有一个汽缸的发动机，而是包括那些基本上可以认为单缸发动机的发动机，例如两个或更多个活塞以相同相往复运动的双缸(或多缸)V型发动机，其中两个连杆连接到曲柄轴，等等。

根据本发明的发动机适用于车辆，采用用于车辆的发动机，在将目标位置设定在支撑发动机的位置(例如枢转轴)附近时，可以抑制振动从该位置向车身框架的传递。

特别是，对于具有单元摆动式动力单元的踏板车辆(包括两轮、三轮和四轮的车辆)，当把目标位置设定在将动力单元支撑在车身上使之自由摆动的枢转轴附近时，可以使枢转轴附近的防振动构造比较简单。尽管许多这种类型的车辆都通过连杆来连接动力单元和车身框架从而实现对振动的隔离，但是在本发明中抑制了连接装置附近的振动，使得根据这种设计可以省去连杆，在此情况下不仅使结构简单，而且可以提高悬挂系统的刚性从而改善行驶性能。

采用这样的单元摆动式发动机，使得曲柄/平衡器直线(连接在曲柄轴与平衡器轴之间的直线)平行于重心/目标位置直线(连接在重心与目标位置之间的线)，以使目标位置(枢转轴的位置)能够位于曲柄轴的上方或下方，从而可以改善其在车身框架上的安装质量。

另外，对于将脚蹬(脚蹬基座)固定到发动机的摩托车，目标位置被设定在脚蹬的位置附近，从而可以抑制振动从脚蹬向骑手的脚传递，因此有助于给骑车带来改善。

尽管通常情况下平衡器机构以恒定速度与曲柄机构相反地旋转，但是即使在平衡器轴沿与曲柄轴相同的方向旋转的情况下，也可以实现根据本发明的这种设计。

已证明用公式(11)到(16’)来设计发动机就足够了。因此，由于在此情况下可以简单地求解这些式子来确定发动机的要素，所以设计过程变得非常简单。在使用这些公式时，使曲柄/平衡器直线平行于重心/目标位置直线，且原惯性力椭圆的长轴平行于(从曲柄轴)平衡器轴的方向，从而使得计算极其简单，并简化了椭圆长轴A的计算和其他设定。

为了执行这种设计，优选为使用计算机。在此情况下，将计算所用程序储存在存储器中并采用计算装置(CPU等)进行计算。程序优选地包括用于根据公式(11)到(16’)的计算结果来确定曲柄失衡相的非对称曲柄平衡公式。

[原理]

下面将说明本发明的原理。各个参数如图6所示来设置。

[假定]

带有主平衡器机构的单轴发动机中产生了下面的两个原惯性力。

(1)曲柄机构的原惯性力：由往复运动的质量造成的原惯性力和曲柄失衡(配重)造成的惯性力所得的力；

(2)平衡器机构的惯性力：其大小恒定并相对于曲柄机构的惯性力以恒定速度反相旋转。

平衡器机构造成的惯性力和曲柄机构的原惯性力在任何时候都抵消为平动力的形式这样的状态对应于作为现有技术的专利文献2中所述通过向曲柄销的对称位置增加50％的往复运动质量(Wt)所得的对称50％平衡。在此情况下，平动力可以完全相互抵消，而只产生上述力偶。

力偶在目标位置P处产生加速度a_m(图7)，加速度a_m沿着重心围绕轴线(垂直于图6所在平面的轴线)旋转的切向，即沿着与重心/目标位置方向(图7的G-P直线)垂直的方向。

这里，如果可以在与加速度a_m同一方向上对重心G逆向增加大小为a_m/M＝F·k_B·L_B·L_P·cosθ/IM的平动力，就可以抵消目标位置P处在平动方向上的加速度a_m。因此，原惯性力造成的振动变成了零。

这里，F表示往复运动的质量造成的惯性力，k_B、θ...等与图6所示一样。

因此，为了抵消目标位置P处的加速度a_m，会考虑将曲柄机构的原惯性力分为两个分量。反过来，在可以实现这种情况时，显然可以抵消目标位置P处的加速度a_m。

(1)一个力抵消平衡器机构造成的惯性力而产生力偶(这个力的大小恒定，并以恒定速度沿着与平衡器机构的惯性力同样的方向转动。下文中将这个力称为旋转分量)。

(2)一个力抵消目标位置P处由力偶造成的加速度a_m(这个力的方向恒定，大小随着力偶的相位同步变化。下文中将这个力称为往复运动分量)。

下面将证明上述情况是可行的。作用在离重心G一段距离处的曲柄轴C上的平动力F·σ具有如同作用在重心G上一样的两种平动力(F·σ)功能，并由于两点G与C之间的距离L而产生力偶。因此，它们的作用在目标位置P处造成的加速度a_r为

a_r＝F·σ·cosσ[1/M+L_C·L_P/I]

＝F·σ·cosθ[I+M·L_C·L_P]/IM

为了使a_m＝a_r，

F·k_B·L_B·L_P/I＝F·σ[I+M·L_C·L_P]/IM

k_B/σ＝[I+M·L_C·L_P]/M·L_B·L_P≡λ

结果，可以发现通过使原惯性力的旋转分量大小(k_B)为往复运动分量大小(σ)的λ倍，平动力产生的加速度a_r可以抵消假定中力偶在目标位置P处产生的加速度a_m。这里，λ为旋转分量与往复运动分量的大小之比，λ＝(F·k_B)/(F·σ)。

上述情况一起考虑，表明满足下面三个条件就足够了。

(1)使曲柄机构原惯性力的旋转分量和往复运动分量大小之比为如上所述的λ。

(2)将曲柄失衡(配重)的相位设置，使得当力偶最大(为零)时，用于抵消其的往复运动分量也最大(为零)。

(3)使往复运动分量的力的方向垂直于连接在重心与目标位置之间的直线(G-P直线)，并使该方向与力偶造成的加速度a_m相反。

(得到原惯性力椭圆)

图12(A)涉及以下公式。

$\mathrm{\χ}=\frac{1}{2}{\tan }^{-1}\left(\frac{2k\sin \mathrm{\α}}{1+2k\cos \mathrm{\α}}\right)$

$A=1+\frac{k\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}{\cos \mathrm{\χ}}=\frac{k\sin (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}{\sin \mathrm{\χ}}$

$B=\frac{k\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}{\cos \mathrm{\χ}}=-1+\frac{k\sin (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}{\sin \mathrm{\χ}}$

A-B＝1

(B＝A-1)

图12(B)涉及以下公式。

$\mathrm{\α}=\mathrm{\χ}+{\tan }^{-1}\left(\frac{A\tan \mathrm{\χ}}{A-1}\right)=\mathrm{\χ}+{\tan }^{-1}\left(\frac{(B+1)\tan \mathrm{\χ}}{B}\right)$

$k=\frac{(A-1)\cos \mathrm{\χ}}{\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}=\frac{A\sin \mathrm{\χ}}{\sin (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}$

A-B＝1

(B＝A-1)

使用图12(A)所示的非对称曲柄平衡公式(由曲柄平衡得到惯性力椭圆所用的公式)可以得到满足这些条件的原惯性力椭圆。由于这样的公式已经在例如Nikkan Kogyo Newspaper Publishing Company的“MachineDesign”，Vol.8，No.9，43-44页示出，所以这里将省略其说明而只使用其结果。由此，可以得到公式(11)、(12)、(13)。这里，公式(13)中的η表示虚惯性力的长轴方向，并且虚长轴方向η、原长轴方向χ和重心/目标位置方向(G-P线方向)与汽缸轴线方向的角度Ψ_F满足关系Ψ_F+χ+η＝90°，使得可以得到公式(14)。

另外，原长轴方向χ是沿曲柄旋转方向所取的、以汽缸轴线方向为基准的惯性力长轴方向角。另外，虚惯性力的长轴方向η是以惯性力的虚往复运动分量(F·σ)方向为基准，沿与曲柄旋转方向相反的方向所取的惯性力长轴方向角。

(得到原惯性力椭圆长径A和短径B，以及平衡器大小k_B)

公式(15)、(15’)由非对称曲柄平衡公式获得。另外，根据非对称曲柄平衡公式使用长径A和短径B，原惯性力的往复运动分量大小σ可以表示为

σ＝k_B/λ＝cosη/[cosη+2λcos(β-η)]

＝sinη/[2λsin(β-η)-sinη]

由此，原惯性力的旋转分量(F·k_B)大小限定为与平衡器惯性力大小相同。另外，由于旋转分量(F·k_B)和往复运动分量(F·σ)被限定为

λ＝k_B/σ，k_B＝λ·σ

所以，使用σ的公式可以得到公式(16)、(16’)。

为了由这样得到的原惯性力椭圆的长轴方向χ和长轴方向上的直径A(长径A)得到曲柄平衡的方向(相位α)和大小(k)，使用图12(B)所示的非对称曲柄平衡公式(由惯性力椭圆得到曲柄平衡的公式)就够了。更具体地说，可以通过把由公式(14)所得的长轴方向χ和由公式(15)或(15’)所得的长轴长度A值代入非对称曲柄平衡公式来得到曲柄平衡的大小k。

另外，由于当力偶为零时原惯性力的往复运动分量为零，所以将平衡器的方向(α_B)设定为使“其当曲柄机构的原惯性力定向到平衡器轴方向时，定向到曲柄轴方向”就如上所述足够了。尽管可以通过计算来得到平衡器的方向α_B，但是这种计算较复杂，因此略去了。

这里，在曲柄轴中心和汽缸中心沿曲柄旋转方向有偏差δ时，惯性力等如下面的(1)到(8)所示。另外，还假设r为曲柄半径，1为连杆长度。

(1)原惯性力的相位延迟τ：τ＝tan^-1(δ/1)

(2)原惯性力的幅度放大率ε：ε＝{1+(δ/1)²}^1/2

(3)原惯性力的长轴方向χ与没有偏差的情况一样。

χ＝χ₀＝90°-(η+Ψ_F)

(4)原惯性力椭圆的长轴长度A增大了幅度放大率ε，由下式表示。

[式9]

$A=\∈\·A=\∈\·\frac{\cos \mathrm{\η}+\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}{\cos \mathrm{\η}+2\·\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}=\∈\·\frac{\mathrm{\λ}\·\sin (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}{2\·\mathrm{\λ}\·\sin (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})-\sin \mathrm{\η}}$

(5)曲柄平衡的方向(角)α减小了相位延迟τ。

α＝α₀-τ＝α₀-tan^-1(δ/1)

(6)平衡器方向(角)α_B增大了相位延迟τ。

α_B＝α_B0+τ＝α_B0+tan^-1(δ/1)

(7)曲柄平衡的大小k由下面的式子表示。

[式10]

$k=\frac{(A-\∈)\·\cos \mathrm{\χ}}{\cos ({\mathrm{\α}}_0-\mathrm{\χ})}=\frac{(A-\∈)\·\cos \mathrm{\χ}}{\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\τ}-\mathrm{\χ})}$

$=\frac{A\·\sin \mathrm{\χ}}{\sin ({\mathrm{\α}}_0-\mathrm{\χ})}=\frac{A\·\sin \mathrm{\χ}}{\sin (\mathrm{\α}-\mathrm{\τ}-\mathrm{\χ})}$

(8)平衡器的大小k_B增大了幅度放大率ε，由下式表示。

[式11]

$k_B=\∈\·k_{B0}=\∈\·\frac{\mathrm{\λ}\·\cos \mathrm{\η}}{\cos \mathrm{\η}+2\·\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}$

$=\∈\·\frac{\mathrm{\λ}\·\sin \mathrm{\η}}{2\·\mathrm{\λ}\·\sin (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})-\sin \mathrm{\η}}$

附图说明

图1是示出摩托车的侧视图，该摩托车上安装有根据本发明第一实施例带有平衡器机构的发动机。

图2是示出带有平衡器机构的发动机的侧视图。

图3是图示了带有平衡器机构的发动机瞬时旋转中心布置方法的视图。

图4是图示了带有平衡器机构的发动机瞬时旋转中心布置方法的视图。

图5是图示了带有平衡器机构的发动机瞬时旋转中心布置方法的视图。

图6是图示了各个点与原惯性力椭圆之间位置关系的视图，其中C表示曲柄轴，B表示平衡器主轴，G表示重心，P表示目标位置，M表示发动机质量，I表示发动机惯性矩，L_P被设置为目标的瞬时旋转中心位置(下面称为目标位置)与重心之间的距离，L_B表示曲柄平衡器中心距，L_C表示在重心/目标位置方向(G-P方向)上曲柄轴与重心之间的距离，Ψ_B表示以重心/目标位置方向为基准的曲柄/平衡器轴线方向(C-B方向)的角度，Ψ_F表示汽缸轴线方向角，ω表示角速度，CA表示汽缸轴线方向。

图7是图示了力偶造成的加速度的视图，其中F表示往复运动的质量造成的惯性力，k_B表示平衡器配重大小，θ表示以最大力偶位置为基准的曲柄角，I表示发动机惯性矩，C表示曲柄，B表示平衡器，a_m表示力偶造成的加速度，ω表示角速度，实线箭头表示旋转方向，G-P表示重心/目标位置方向，CA表示汽缸轴线方向，C-B表示曲柄/平衡器轴线方向，P表示目标位置，G表示重心。

图8是图示了原惯性力的往复运动分量造成的加速度的视图，其中F表示往复运动质量造成的惯性力，σ表示原惯性力的往复运动分量大小，θ表示以最大力偶位置为参考的曲柄角，a_r表示曲柄原惯性力的往复运动分量造成的加速度，F·σ表示原惯性力的往复运动分量，箭头表示曲柄旋转方向，G-P表示重心/目标位置方向，CA表示汽缸轴线方向，P表示目标位置，G表示重心，C表示曲柄。

图9是图示了根据本发明的设计装置一种示例的框图。

图10是图示了根据本发明的设计过程原理的视图。

图11是图示了根据本发明的实际设计过程的视图。

图12是图示了非对称曲柄平衡公式的视图，(A)表示用于根据曲柄平衡得到惯性力椭圆的公式，(B)表示用于根据惯性力椭圆得到曲柄平衡的公式，其中m表示往复运动质量，r表示曲柄半径。

图13是示出根据本发明第二实施例带有平衡器机构的发动机安装状态的示意性侧视图。

图14是示出发动机曲柄机构的示意图，其中m_r表示往复运动质量，r表示曲柄半径，ω表示曲柄角速度，θ表示相位，λ表示连杆比，P表示连杆长度，I表示惯性矩，M表示发动机质量。

图15是示出发动机衬套的示意图。

图16是示出根据本发明第三实施例带有平衡器机构的发动机安装状态的示意性侧视图。

图17是示出根据本发明第四实施例带有平衡器机构的发动机安装状态的示意性侧视图。

[标号和记号的说明]

1、34：发动机

1a：枢转轴(目标位置)

1b：曲柄机构

1c：曲柄轴

1g：配重

1h：平衡器机构

1i：平衡器轴

22：衬套(防振动元件)

34：脚蹬(目标位置)

36：防振动元件

F1：曲柄机构的原惯性力

F2：平衡器机构的惯性力

L1：重心/目标位置直线

L2：曲柄/平衡器直线

具体实施方式

[第一实施例]

图1是示出踏板摩托车(下文中称为“摩托车”)总体结构的侧视图，所述摩托车上安装了根据本发明第一实施例带有平衡器机构的发动机。图2是示出摩托车发动机附近的放大侧视图，所述摩托车上安装了图1所示带有平衡器机构的发动机。图3到图5图示了对图2所示带有平衡器机构的发动机瞬时旋转中心进行安排的方法。

首先，参考图1到图3对摩托车结构进行说明，该摩托车上安装了根据本发明第一实施例带有平衡器机构的发动机。摩托车2上安装了带有平衡器机构的发动机1(下文中称为“发动机1”)，在摩托车2中，前叉4的转向轴由头管3支撑向左右自由转动。前轮5可转动地安装在前叉4的下端，转向手柄6安装在转向轴的上端。头管3前方还设有车身罩7。

车身框架8的前端连接到头管3。车身框架8被形成为一直到摩托车2的后部，并包括上部框架8a和管状下部框架8b。下部框架8b的前端通过螺栓9固定到上部框架8a，连接支架10焊接到下部框架的后端。连接框架10通过螺栓11固定到上部框架8a。对发动机1进行冷却的散热器12也通过支架(未示出)安装到下部框架8b。冷却水管13安装到散热器12，冷却水管13连接到管状下部框架8b。

车身框架8的上部框架8a中央部分下方安装有燃料箱14，该中央部分上方设有车座15。车座15下方设有容纳头盔(未示出)的容纳箱(未示出)。另外，在车座15与头管3之间设置有脚蹬16。

另外，单元摆动(unit swing)式发动机单元1(下文中简称为“发动机1”)由车身框架8的后部可枢转地支撑，以能够上下摆动。后轮17可转动地布置在发动机1的后端。后挡泥板18安装在后轮17上方，覆盖后轮17的上部。另外，后减震器19设在车身框架8后端与发动机1的后端之间。另外，发动机1上方设有空气净化器20，冷却水管21安装到发动机1的前部，冷却水管21连接到管状下部框架8b的后部。因此，散热器12和发动机1通过冷却水通道彼此相连，冷却水通道由冷却水管13、管状下部框架8b和冷却水管21组成。

如图2所示，枢转轮毂1p形成于发动机1的变速箱1n上部，枢转轮毂1p由枢转轴1a支撑在车身框架8上，以能够上下摆动。

另外，活塞1f布置在发动机1上，以沿汽缸轴线自由往复运动，连杆1e的小端连接到活塞1f，连杆1e的大端通过曲柄销1d连接到曲柄轴1c的曲臂。由此，曲柄机构1b构造成将活塞1f的往复运动转换为曲柄轴1c的旋转运动。

另外，配重(曲柄失衡)1g设在曲柄轴1c上与曲柄轴1c一体转动。配重1g布置在曲柄销1d的相反侧。如下面将要说明的，通过对配重1g的大小和排列等进行调整，来对曲柄机构1b的原惯性力的转动分量和平动分量进行调整。

另外，单轴平衡器机构1h设在发动机1上以限制曲柄机构1b的振动。平衡器机构1h包括平衡器轴1i和平衡器配重1j，平衡器配重1j随着平衡器轴1i一体旋转。

这里，根据本实施例，瞬时旋转中心位于枢转轴1a上，该处不会产生曲柄机构1b的原惯性力F1(见图3)和平衡器机构1h的惯性力F2(见图3)带来的振动。因此，根据本实施例，由于枢转轴1a上不产生由曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2带来的振动，所以无需设置任何连杆来限制枢转轴1a的振动向车身框架8传递。因此，根据本实施例，发动机1的枢转轴1a没有通过连杆而是直接支撑在车身框架8上。

另外，本实施例采用了下述方法作为在枢转轴1a上布置瞬时旋转中心的方法，通过所述方法，曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2产生的平动力造成的加速度，以及曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2产生的力偶造成的加速度，在应当布置瞬时旋转中心的目标位置(枢转轴1a)处抵消。

在此情况下，根据本实施例，为了产生由曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2造成的平动力分量，对配重1g的位置和重量进行调整，从而控制曲柄机构1b的原惯性力F1，使得与一个循环对应的轨迹画出的形状在力的矢量图中限定出预定的椭圆形状。另外，对平衡器配重1j的位置和重量进行调整，从而控制平衡器机构1h的惯性力F2，使得与一个循环对应的轨迹画出的形状在力的矢量图中限定出预定大小的正圆形。

下面将参考图2到图5对上述将瞬时旋转中心布置在预定目标位置(枢转轴1a)附近的方法进行详细说明。首先，根据本实施例，平衡器机构1h的平衡器轴1i的轴心1k如图3所示相对于曲柄机构1b的曲柄轴1c的轴心1l布置为使得与重心/目标位置直线L1平行，所述直线L1连接在枢转轴1a的轴心1m与发动机1的重心G之间。另外，平衡器机构1h的平衡器轴1i的轴心1k布置为相对于曲柄机构1b的曲柄轴1c的轴心1l具有沿着从枢转轴1a的轴心1m到发动机1重心G的方向的预定间距。

另外，曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1长轴布置在曲柄/平衡器直线L2上，所述直线L2连接在曲柄轴1c的轴心1l与平衡器轴1i的轴心1k之间。另外，平衡器机构1h的惯性力F2的正圆形S2设置为具有一直径，所述直径的大小等于曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1长轴。另外，平衡器机构1h的惯性力F2的方向设置为与曲柄机构1b的原惯性力F1的方向相反(反相)。

这里，曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1长轴与短轴的半径已知分别为A×F[N]和(1-A)×F[N]，其中曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1长轴与短轴之比为：长轴∶短轴＝A∶(1-A)，活塞1f进行往复运动的质量所造成的惯性力用F[N]表示。

首先推导曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1的长轴与短轴比率A。在此情况下，E1方向和E2方向分别表示与曲柄/平衡器直线L2垂直和平行的方向，所述直线L2连接在曲柄轴1c的轴心11与平衡器轴1i的轴心1k之间。另外，M[kg]表示发动机1的质量，I[kg·m²]表示发动机1的惯性矩。另外，p[m]表示从发动机1的重心到枢转轴1a的轴心1m之间的距离，b[m]表示从平行于E1方向并经过发动机1重心G的直线L3到平衡器轴1i的轴心1k之间的距离，c[m]表示从直线L3到曲柄轴1c的轴心1l之间的距离。

如图3所示，平衡器机构1h的惯性力F2角度为π+θ[rad]，其中θ[rad]表示曲柄机构1b的原惯性力F1相对于曲柄/平衡器直线L2的角度，所述直线L2连接在曲柄轴1c的轴心1l与平衡器轴1i的轴心1k之间。此时，曲柄机构1b的原惯性力F1沿E1方向的分量F1_E1和沿E2方向的分量F1_E2分别为F1_E1＝(1-A)×Fsinθ[N]和F1_E2＝A×Fcosθ[N]。另外，平衡器机构1h的惯性力F2沿E1方向的分量F2_E1和沿E2方向的分量F2_E2分别为F2_E1＝A×Fsin(π+θ)[N]和F2_E2＝A×Fcos(π+θ)[N]。

另外，考虑枢转轴1a对于E1方向和E2方向的加速度。首先，考虑枢转轴1a沿E1方向的加速度。

围绕重心G的力偶给枢转轴1a的轴心1m造成的力矩N由下面的式

(1)表示，其中从重心/目标位置直线L1到曲柄轴1c的轴心1l和平衡器1i的轴心1k的距离等于1[m]，所述重心/目标位置直线L1连接在发动机1的重心G与枢转轴1a的轴心1m之间。

N＝F1_E2×1+F2_E2×1+F1_E1×c+F2_E1×b

＝A×Fcosθ×1+A×Fcos(π+θ)×1+(1-A)×Fsinθ×c+A×Fsin(π+θ)×b...(1)

其中，由于cos(π+θ)＝-cosθ，sin(π+θ)＝-sinθ，所以式(1)可以表示为下面的式(2)。

N＝A×Fcosθ×1-A×Fcosθ×1+(1-A)×Fsinθ×c-A ×Fsinθ×b

N＝(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×b    ...(2)

另外，力偶在E1方向造成的加速度a1和角加速度β分别由下面的式(3)和式(4)表示，其中a1[m/s²]和β[rad/s²]分别表示沿E1方向在枢转轴1a的轴心1m上造成的围绕发动机1的重心G的力偶引起的加速度和角加速度。

a1＝p×β                                ...(3)

β＝N/I                                  ...(4)

根据上面的式(2)，式(4)可以由下面的式(5)表示。

β＝{(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×b}/I    ...(5)

根据式(3)和式(5)，沿E1方向的力偶造成的加速度a1由下面的式(6)表示。

a1＝p×β

  ＝p×{(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×b}/I    ...(6)

另外，沿E1方向的平动力给枢转轴1a的轴心1m造成的加速度a2由下面的式(7)表示。

a2＝(F1_E1+F2_E1)/M

  ＝{(1-A)×Fsinθ+A×Fsin(π+θ)}/M

  ＝{(1-A)×Fsinθ-A×Fsinθ}/M

  ＝(1-2A)×Fsinθ/M                        ...(7)

这里，为了使枢转轴1a成为发动机1的瞬时旋转中心，要求由力偶造成的加速度a1和由平动力造成的加速度a2彼此方向相反并且大小相同，因为由力偶造成的加速度a1和由E1方向的平动力造成的加速度a2抵消(相互抵消)。即，由于必须满足a1+a2＝0，所以由式(6)和式(7)得到下面的式子。

a1+a2＝p×{(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×b}/I+(1-2A)×Fsinθ/M＝0

对其进行简化得到下面的式子。

Fsinθ[p×{(1-A)×c-A×b}/I+(1-2A)/M]＝0

此时由于F≠0，所以得到sinθ[p×{(1-A)×c-A×b}/I+(1-2A)/M]＝0。

这里，当sinθ≠0时(θ≠0、π的情况)，满足下面的式(8)。

p×{(1-A)×c-A×b}/I+(1-2A)/M＝0        ...(8)

通过对式(8)进行简化，在瞬时旋转中心布置在枢转轴1a上的情况下，可以导出下面表示曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1的长轴与短轴之比A的式(9)。

A＝(M×P×c+I)/{M×p(b+c)+2I}            ...(9)

由于采用的发动机1的曲柄机构1b的原惯性力F1椭圆形状满足式(9)，所以可以将发动机1的瞬时旋转中心布置在枢转轴1a附近，在根据本实施例的发动机1中可以抑制枢转轴1a的振动。

另外，在sinθ＝0时(θ＝0、π的情况)(参见图4和图5)，根据式(6)和式(7)，加速度a1和a2分别成为a1＝0和a2＝0，满足a1+a2＝0。在此情况下，也可以抑制枢转轴1a在E1方向的振动。

接下来考虑枢转轴1a在E2方向的加速度。为了使枢转轴1a成为发动机1的瞬时旋转中心，要求力偶给枢转轴1a的轴心1m造成的E2方向的加速度a3[m/s²]与平动力给枢转轴1a的轴心造成的E2方向的加速度a4[m/s²]彼此方向相反且大小相同，从而使力偶造成的加速度a3和平动力造成的加速度a4在E2方向抵消(相互抵消)。即，必须满足a3+a4＝0。这里，由于作用在枢转轴1a的轴心1m上围绕发动机1重心的力偶沿E2方向的分量为零，所以得到a3＝0。另外，平动力造成的E2方向的加速度由下面的式(10)表示。

A4＝(F1_E2+F2_E2)/M

  ＝{A×Fcosθ+A×Fcos(π+θ)}/M

  ＝{A×Fcosθ-A×Fcosθ}/M

  ＝0                                     ...(10)

由于这样满足了a3+a4＝0，所以可以抑制枢转轴1a在E2方向的振动。

如上所述，当曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1满足式(1)时，枢转轴1a成为发动机1的瞬时旋转中心，所以可以抑制枢转轴1a的振动。

另外，式(I)与公式(15)、(15’)一样。即，由于在图3所示实施例中ΨB＝180°，β＝360°-ΨB＝180°，η＝90°，所以公式(15’)如下所示。

[式12]

$A=\frac{\mathrm{\λ}}{2\mathrm{\λ}+1}$

$=\frac{I+M\·L_P\·L_C}{2I+M\·L_P({2L}_C-L_B)}$

$=\frac{(M\·p\·c+I)}{M\·p(b+c)+2I}$

该公式成为式(I)。在对式中的A进行变换时，使用了关系L_P＝p、L_C＝c、L_C-L_B＝b，通过对图6和图3进行比较可以理解这点。

采用根据本实施例的摩托车2，通过对曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2产生的平动力造成的加速度，以及曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2产生的力偶造成的加速度进行调整，使发动机1的瞬时旋转中心布置在枢转轴1a上。因此，可以抑制瞬时旋转中心所在的枢转轴1a附近发生由曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2产生的力偶造成的振动，从而可以抑制枢转轴1a附近发生由曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2产生的力偶造成的振动。

因此，不需要设置任何连杆等物来限制枢转轴1a的振动传递到摩托车2的车身框架8。由此，可以减少零件数目并使之轻便。在此情况下，由于发动机1稳固地支撑在车身框架8上，所以可以改善操纵稳定性。

另外，在发动机1的瞬时旋转中心布置在除了枢转轴1a之外的预定目标位置时，瞬时旋转中心所在的预定目标位置处不会发生由曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2产生的力偶造成的振动，使得可以抑制可选位置(目标位置)附近发生由曲柄机构1b的原惯性力F1和平衡器机构1h的惯性力F2产生的力偶造成的振动。

另外，根据本实施例，由于可以通过对平动力造成的加速度和力偶造成的加速度进行调整，使之在瞬时旋转中心所在的枢转轴1a上彼此方向相反而大小相同，从而容易地将瞬时旋转中心布置在枢转轴1a附近，所以可以容易地抑制枢转轴1a附近由力偶造成的振动。

另外，根据本实施例，由于通过对曲柄机构1b的原惯性力F1进行设置，使得与一次循环对应的轨迹所画出的形状在力的矢量图中限定预定的椭圆形状(满足式(9)的椭圆形状)，通过曲柄机构1b的椭圆形状原惯性力F1与平衡器机构1h的限定了正圆形的惯性力F2相比可以产生平动力，所以可以通过使用平动力造成的加速度和力偶造成的加速度来容易地将瞬时旋转中心布置在枢转轴1a附近。

另外，根据本实施例，可以通过下述措施容易地将瞬时旋转中心布置在枢转轴1a附近：将平衡器轴1i的轴心1k相对于曲柄轴1c的轴心1l进行布置，使之平行于连接在枢转轴1a的轴心1m与发动机1重心G之间的重心/目标位置直线L1，并且在从枢转轴1a的轴心1m向发动机1重心G的方向上隔开预定间距；并且将曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1长轴布置为平行于连接在曲柄轴1c的轴心1l与平衡器轴1i的轴心1k之间的曲柄/平衡器直线L2；对平衡器机构1h的惯性力F2进行控制使得与一次循环对应的轨迹画出的形状在力的矢量图中限定正圆形；并使平衡器机构1h的惯性力F2的正圆形S2直径与曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆S1长轴相同，从而对曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆形状进行控制，使得平动力造成的加速度和力偶造成的加速度在枢转轴1a附近彼此方向相反且大小相同。

另外，根据本实施例，由于通过调整配重1g来对曲柄机构1b的原惯性力F1椭圆形状进行控制，所以可以通过对配重1g的位置和重量进行调整而容易地将曲柄1b原惯性力F1的椭圆形状控制成预定椭圆形状。

另外，根据本实施例，通过使平衡器机构1h成为单轴平衡器机构1h，可以在带有单轴平衡器机构1h的发动机1中(其中容易产生由力偶造成的振动)容易地抑制枢转轴1a附近由力偶造成的振动。

接下来将对设计装置进行说明，该设计装置用来设计根据本发明的发动机。图9是图示了设计装置概况的框图，图10是图示了设计装置操作(即算法过程的概念)的视图，图11是图示了实际算法过程的视图。图10的过程对应于权利要求16所示的设计过程。另外，图11的过程对应于权利要求17的过程。图9中，记号50标记的CPU是计算机，作为进行计算的装置；记号52标记的是存储器，其中储存了算法程序等；记号54标记了输入装置；记号56标记了输出装置。

根据本发明，由于可以根据权利要求17所示过程进行设计，所以这种设计中所用的公式(11)到(16’)、非对称曲柄配重公式等可以预先储存在存储器52中。发动机设计所需的数据，即图6所示的曲柄C、平衡器B、重心G、目标位置P的设置、以及M、I、L_P、L_B、L_C、Ψ_B、Ψ_F由输入装置54输入(图10和图11中的步骤S100)。

随后，得到力偶在目标位置P处的加速度a_m(图10中的步骤S102)并得到曲柄位置处对加速度a_m进行平衡的平动力a_r(图10中的步骤S104)。此外，通过将a_m和a_r进行组合，可以得到原惯性力椭圆(图10中的步骤S106)。

由于得到原惯性力椭圆相当于用公式(11)到(16’)得到长轴方向χ和长轴A，所以在实际计算中可以用公式(14)和(15)来得到它们(图11中的步骤S106A)。

在以此方式确定原惯性力椭圆时，使用非对称曲柄平衡公式来得到曲柄失衡的幅度k和相位α以产生这样的椭圆(图10中的步骤S108和图11中的步骤S108A)。最后，得到平衡器的相位(图10和图11中的步骤S110)。

由于通过计算当然可以得到平衡器的相位，所以在计算公式已经预先储存在存储器52中的情况下，当然可以采用计算公式来得到相位。这种计算归根结底相当于确定平衡器的相位，使得在原惯性力方向沿平衡器轴时，平衡器的惯性力方向沿着曲柄轴(步骤S110)。另外，在得到长轴方向χ和长轴A的同时，也计算出平衡器的幅度k_B(步骤S106A)。这样得到的计算结果输出到输出装置56(步骤S112)。

尽管已经说明了在得到原惯性力椭圆(步骤S106、步骤S106A)之后得到曲柄失衡的幅度k和相位α，但是计算顺序不限于此。例如，通过在存储器中将公式(11)到(16’)与非对称曲柄平衡公式一起储存，在一次计算中即可进行所需的计算。在此情况下，计算顺序无关紧要。另外，由于可以通过计算来确定平衡器的相位，所以可以用储存在存储器52中的计算公式来进行计算。

[第二实施例]

对第一实施例的说明是在下述情况下进行的：枢转轮毂1p设在单元摆动式发动机单元1的变速箱1n上壁上，枢转轮毂1p由枢转轴1a支撑为能够上下摆动，瞬时旋转中心位于枢转轴1a上。

但是，根据本发明，瞬时旋转中心和布置枢转轴的位置不限于第一实施例中的位置，而是可以自由设定。

图13到图15是图示了第二实施例的视图，在第二实施例中，枢转轴布置在变速箱之下。在图13中，枢转轮毂1p’形成于变速箱1n下边缘的前部，枢转轮毂1p’由悬挂支架8c支撑为能够上下摆动，悬挂支架8c通过枢转轴1a固定到车身框架构件8b。

在本实施例中，对曲柄机构1b的配重和平衡器机构1h的平衡器配重进行大小和位置上的调整，使得与曲柄机构1b的原惯性力有关的瞬时旋转中心位于枢转轴1a上。

另一方面，曲柄轴1c在曲柄机构1b中旋转，从而产生二次惯性力F并由此产生振动。由于与原惯性力造成的振动相比，二次惯性力F造成的振动大小尚可接受，所以在第一实施例中并未针对二次惯性力造成的振动采取任何措施。

第二实施例针对二次惯性力造成的振动，以便更加确保满足改善舒适性的需求，这种需求是近年来摩托车等非常期望的。

更具体地说，第二实施例构造为使得对形成于变速箱1n下边缘前部的枢转轮毂1p’进行支撑的枢转轴1a成为与原惯性力有关的瞬时旋转中心，从而抑制由原惯性力造成的振动；并由弹性元件制成的衬套22使传递到枢转轴1a的由二次惯性力造成的振动向外的释放减轻。

衬套22包括橡胶等制成的弹性元件22c，该元件经过烘烤并固定在金属内筒22a和金属外筒22b之间。弹性元件22c上形成一对挖去孔(trimmed hole)22d、22d。衬套22插在枢转轮毂1p’与枢转轴1a之间，使得布置挖去孔22d、22d的方向如下文所述与二次惯性力造成的加速度方向一致。这样，与其他方向的弹性力相比，减小了沿加速度a方向的弹性力。

下面考虑曲柄机构1b中的二次惯性力F作用于枢转轴1a上造成的加速度a。

首先，在示意性示出曲柄机构1b的图14中，设m_r＝往复运动质量，r＝曲柄半径，ω＝曲柄角速度，θ＝曲柄相位，λ＝连杆比率(p/r)，p＝连杆长度，I＝惯性矩，M＝发动机质量。

另外，在图13中，设F＝二次惯性力，a＝二次惯性力作用在枢转轴1a上造成的加速度，g＝从汽缸轴线C到发动机重心G的距离，h＝发动机重心G到与二次惯性力有关的瞬时旋转中心D的距离，n＝瞬时旋转中心D到枢转轴1a的距离，j＝发动机重心G到枢转轴1a的距离，Φ＝三角形1a-G-D的顶角，β＝围绕瞬时旋转中心D的角速度。

加速度可以由下面的式(17)得到。

a＝n×β                                 (17)

另外，可以由下面的式子得到二次惯性力F等。

F＝m_r×r×ω²×cos(2θ)/λ

β＝F×g/I  (围绕瞬时旋转中心的角速度)

n＝[j²×h²-2jh×cos(Φ)]^1/2(余弦定理)

h＝I/(M×g)

在第二实施例中，对曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆形状和平衡器机构1h的惯性力F2的圆形进行控制，使得平动力造成的加速度和力偶造成的加速度在枢转轴1a上或者在其附近彼此方向相反且大小相同。由此，抑制了曲柄机构1b的原惯性力造成的振动从枢转轴1a传递到车身框架8。

另外，通过在枢转轴1a与枢转轮毂1p’之间或者枢转轴1a与支架8c之间插入衬套22，可以减轻二次惯性力造成的加速度及随之而来的振动，并可以确保将发动机1支撑在车身上所需的强度以保证行驶稳定性。

这里，二次惯性力F与汽缸轴线C一致，加速度a的方向基本上沿着与汽缸轴线C(以及加速度a)相同的方向。因此，衬套22布置成使得弹性力较小的方向基本上与汽缸轴线C的方向相同。另外，虽然在图13中加速度a相对于汽缸轴线C形成较大的角度，但这只是为了画图方便。更具体地说，虽然与二次惯性力有关的瞬时旋转中心D与汽缸轴线C越远，加速度a的方向就越靠近汽缸轴线C的方向，但是因为纸面大小有限，图13不得不将瞬时旋转中心画在离汽缸轴线C比实际情况近得多的位置，因此加速度a与汽缸轴线C如上所述彼此以较大角度相交。

[第三实施例]

尽管第二实施例是在采用衬套作为防振动元件的情况下进行说明的，且所述防振动元件的弹性力强弱具有方向性，但是根据本发明也可以对防振动元件采用各种变形。图16是图示了第三实施例的视图，其中采用连接元件作为防振动元件，与图13中相同的标号表示与其相同的元件或与其对应的元件。

构成防振动元件的连接板(link plate)37通过由轴承37a和弹性元件组成的安装衬套37b安装到固定在车身框架8b上的支架8d。安装衬套37b是弹性力强弱没有方向性的普通衬套，并可以采用例如下述衬套，即图15所示衬套22但不带有挖去孔22d。相应地，连接板37通过衬套22的偏置而朝向其中性位置(衬套22的轴线)偏置。由此，连接板37能够根据安装衬套37b的弹性形变量而围绕轴承37a转动。发动机1通过枢转轴1a安装到连接板37的尖端，以能够上下摆动。

在第三实施例中，二次惯性力造成的加速度与汽缸轴线C在方向上基本一样。这与第二实施例的情况相同。连接板37设置为使得加速度的方向与枢转轴1a围绕轴承37a转动的方向一致。

因此，根据第三实施例，由于对于二次惯性力造成的加速度，连接板37在安装衬套37b的弹性形变范围内围绕轴承37a正确转动，所以可以进一步确保防止二次惯性力造成的振动向外传递。

另外，由于连接板37只能围绕轴承37a转动而不能沿其他方向运动，所以可以稳固地支撑发动机1，有助于改善行驶稳定性。

另外，在第三实施例中，虽然衬套22使连接板37向其中性位置偏置，但是在本发明中，也可以使用例如弹簧元件而不是衬套来使连接板向其中性位置偏置。

[第四实施例]

尽管对第一到第三实施例的说明参考了将发动机1在车身框架上支撑为能够围绕枢转轴摆动的情况，但是本发明也可以应用于发动机固定安装在车身框架上的情况。

图17是图示了本发明第四实施例的示意图，与图1到图16中相同的标号表示与其相同的元件或与其相应的元件。

根据本实施例的摩托车30包括支架式车身框架31。形成于车身框架31前端的头管31a支撑前叉4，使之能够进行左右操纵，形成于车身框架后端的后臂支架31b通过枢转轴33可枢转地支撑后臂32，使之能够上下摆动。后轮17以轴颈方式(jounal)位于后臂32的后端。

V型双缸发动机34安装在车身框架31中央。在发动机34中，插入并布置在前后汽缸体34a、34b的前活塞和后活塞通过前后连杆连接到曲柄轴的共同曲柄销。另外，采用根据本实施例的V型双缸发动机，由于二次惯性力F作用方向沿着经过曲柄轴将V形坡分为两半的直线方向或者与之垂直的方向，所以角平分线可以看作汽缸轴线C。

通过车身框架31上形成的多个悬挂支架31c将发动机34直接固定到车身框架31，即其间没有弹性元件。就是说，根据第四实施例，发动机34和车身框架31以作为整体构成一个刚体的方式连接在一起。因此，采用这样的实施例，在考虑到曲柄机构产生的振动的情况下，发动机质量M总共是发动机34和与其刚性连接的车身框架31的质量之和。

另外，骑手放置脚的左右脚蹬35固定在车身框架31下部的左右方。减震器36安装在脚蹬35上，它包括用于吸收振动的弹性元件(例如橡胶等)。减震器36以与第二实施例一样的方式设置，使得曲柄机构1b的二次惯性力造成的沿加速度a方向的弹性力小于其他方向的弹性力。另外，第四实施例的加速度是用与第二实施例中一样的公式得到的。

根据第四实施例，选择脚蹬35为目标位置，基于曲柄机构原惯性力的瞬时旋转中心将设置在该目标位置处。即，对曲柄机构的配重和平衡器机构的平衡器配重在大小和位置方面进行调整，使得脚蹬35限定了曲柄机构1b的原惯性力的瞬时旋转中心。因此，对曲柄机构1b的原惯性力F1的椭圆形状和平衡器机构的惯性力F2的圆形进行控制，使得平动力造成的加速度和力偶造成的加速度在脚蹬35上彼此方向相反且大小相同。由此，可以抑制曲柄机构的原惯性力造成的振动传递到车身框架。

此外，根据第四实施例，减震器36安装到脚蹬35，以抑制二次惯性力在脚蹬35上造成的振动传递到骑手。由于减震器36构造成使得二次惯性力造成的沿加速度a方向的弹性力小于沿其他方向的惯性力，所以可以抑制二次惯性力造成的振动传递到骑手。

另外，在任何方面，第一到第四实施例都应认为是示意性而不是限制性的。本发明的技术范围由权利要求而不是对实施方式的前述描述来表示，其含义以及等同物范围内的所有改变都应包括在此范围内。

尽管这些实施例示出了踏板摩托车作为摩托车的示例以及将V型发动机直接连接到车身框架的示例，但是本发明的范围不限于此，而是可以应用到除了上述之外的摩托车，只要该摩托车设置了带有平衡器机构的发动机即可。

另外，尽管这些实施例示出了将带有平衡器的机构安装在摩托车上的示例，但是本发明不限于此，也可以将带有平衡器机构的发动机安装到其他车辆、机器、装置等。

另外，尽管这些实施例示出了将发动机的瞬时旋转中心设置在枢转轴上、脚蹬上或其附近的示例，但是本发明不限于此，也可以将发动机的瞬时旋转中心设置在其他地方。

另外，尽管这些实施例示出了将平衡器轴相对于曲柄轴沿着从枢转轴向发动机重心的方向布置、曲柄机构原惯性力的椭圆长轴布置为与连接在曲柄轴和平衡器轴之间的直线基本上平行的示例，但是本发明不限于此，平衡器轴也可以相对于曲柄轴沿着从发动机重心到枢转轴的方向布置。在此情况下，可以将曲柄的原惯性力的椭圆方向布置为与连接在曲柄轴和平衡器轴之间的直线基本上平行。

另外，尽管这些实施例示出了瞬时旋转中心布置在枢转轴附近，从而不设置任何连杆来限制发动机(枢转轴)振动向摩托车的车身框架传递，但是本发明不限于此，即使在瞬时旋转中心布置在枢转轴附近的情况下，也可以在将发动机枢转轴和车身框架相连的连接部分上设置连杆。

Claims (17)

1.一种带有平衡器机构的发动机，包括：

曲柄机构，所述曲柄机构包括曲柄轴，

平衡器机构，所述平衡器机构包括平衡器轴，并且

其中，所述曲柄轴的旋转产生的原惯性力包括大小不变但旋转的旋转分量、以及方向不变但大小随着所述曲柄轴旋转而改变的平动分量，

力偶造成的加速度与所述曲柄轴的所述原惯性力的所述平动分量造成的加速度在预定目标位置处具有彼此基本上相反的方向和基本上相同的大小，其中所述力偶是所述曲柄轴旋转产生的所述原惯性力的所述旋转分量与所述平衡器轴旋转产生的惯性力抵消所产生的。

2.根据权利要求1所述的带有平衡器机构的发动机，其中，所述曲柄轴旋转产生的所述原惯性力的所述旋转分量与所述平动分量的比率λ为

λ＝[I+M·L_P·L_C]/[M·L_P·L_B]

其中M表示发动机质量，I为惯性矩，L_P为所述目标位置与重心之间的距离，L_B为所述曲柄轴与所述平衡器之间的中心距离，L_C为所述曲柄轴与所述重心之间沿重心/目标位置方向的距离，所述曲柄机构的所述原惯性力的相位设定，使得在力偶最大时所述平动分量也成为最大，所述力偶最小时所述平动分量也最小，其中所述力偶是所述旋转分量与所述平衡器机构的所述惯性力抵消产生的，并且

所述曲柄机构的所述原惯性力的所述平动分量方向设定为与连接在所述发动机重心与所述目标位置之间的重心/目标位置直线垂直。

3.根据权利要求2所述的带有平衡器机构的发动机，其中，所述曲柄机构的所述原惯性力的矢量轨迹限定了椭圆形。

4.根据权利要求3所述的带有平衡器机构的发动机，其中，以汽缸轴线为基准，沿所述曲柄轴的旋转方向所取的所述椭圆的长轴方向χ和长轴A满足

β＝360°-Ψ_B

$\mathrm{\η}=\frac{1}{2}\·{\tan }^{-1}\left(\frac{2\·\mathrm{\λ}\·\sin \mathrm{\β}}{1+2\·\mathrm{\λ}\·\cos \mathrm{\β}}\right)$

χ＝90°-(η+Ψ_F)

$A=\frac{\cos \mathrm{\η}+\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}{\cos \mathrm{\η}+2\·\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}$

其中Ψ_B表示以曲柄/平衡器方向以所述重心/目标位置方向为基准的角度，Ψ_F表示所述汽缸轴线方向以所述重心/目标位置方向为基准的角度。

5.根据权利要求4所述的带有平衡器机构的发动机，其中，以所述汽缸轴线方向为基准，设在所述曲柄轴上的曲柄失衡在上死点时的方向角α满足

$\mathrm{\α}=\mathrm{\χ}+{\tan }^{-1}[\frac{A}{A-1}\·\tan \mathrm{\χ}].$

6.根据权利要求4所述的带有平衡器机构的发动机，其中，所述曲柄失衡的大小k满足

$k=\frac{A\·\sin \mathrm{\χ}}{\sin (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}=\frac{(A-1)\cos \mathrm{\χ}}{\cos (\mathrm{\α}-\mathrm{\χ})}.$

7.根据权利要求2所述的带有平衡器机构的发动机，其中，当所述曲柄机构的所述原惯性力沿着所述平衡器轴定向时，所述平衡器机构的所述惯性力方向沿着所述曲柄轴定向。

8.根据权利要求7所述的带有平衡器机构的发动机，其中，所述平衡器机构的所述惯性力的大小k_B满足

$k_B=\frac{\mathrm{\λ}\·\cos \mathrm{\η}}{\cos \mathrm{\η}+2\·\mathrm{\λ}\·\cos (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})}$

$=\frac{\mathrm{\λ}\·\sin \mathrm{\η}}{2\·\mathrm{\λ}\·\sin (\mathrm{\β}-\mathrm{\η})-\sin \mathrm{\η}}.$

9.根据权利要求8所述的带有平衡器机构的发动机，其中，以平行于汽缸轴线的方向为基准，带有所述平衡器轴的所述平衡器机构在所述上死点时的所述惯性力的方向角α_B满足

10.根据权利要求1所述的带有平衡器机构的发动机，包括用于车辆的发动机，其中，所述目标位置设定在对所述发动机进行支撑的位置附近。

11.根据权利要求10所述的带有平衡器机构的发动机，包括安装在具有单元摆动式动力单元的踏板车辆上的发动机，其中，所述目标位置设定在枢转轴附近，所述枢转轴将所述动力单元支撑在车身框架上使之自由摆动。

12.根据权利要求11所述的带有平衡器机构的发动机，其中，所述曲柄/平衡器直线平行于重心/目标位置直线，所述目标位置位于所述曲柄轴的上方或下方。

13.根据权利要求1所述的带有平衡器机构的发动机，包括装有脚蹬的摩托车所用的发动机，其中，所述目标位置位于所述脚蹬附近。

14.根据权利要求1所述的带有平衡器机构的发动机，其中，所述平衡器机构包括以恒定速度相对于所述曲柄轴旋转的平衡器轴。

15.根据权利要求1所述的带有平衡器机构的发动机，其中，所述平衡器机构包括平衡器轴，所述平衡器轴相对于所述曲柄轴以恒定速度沿着与后者同样的方向旋转。

16.一种摩托车，其上安装有根据权利要求1所述的带有平衡器机构的发动机，其中，所述发动机的所述目标位置位于将所述发动机支撑在车身框架上的位置附近。

17.一种摩托车，其上在车身中央附近安装有根据权利要求1所述的带有平衡器机构的发动机，脚蹬安装到所述发动机，其中，所述目标位置位于所述脚蹬附近。

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