CN1168914C - 曲轴的防止振动构造 - Google Patents

Abstract

有效地减低由主轴承传递的由曲轴的振动产生的曲轴壳体的振动和噪音。作为曲轴(10)的防止振动构造，在支持在滚珠轴承(8)和滚柱轴承(9)上的曲轴(10)的轴端部上设置动态减震器(45)，上述滚珠轴承(8)和滚柱轴承(9)是保持在单气缸内燃机的曲轴壳体(2)上的一对主轴承。动态减震器(45)的防止振动特性被设定成，曲轴(10)上产生的振动之中的、轴向平动方式和径向回转方式的共振曲线中的共振波峰的振幅大致相等。

Description

曲轴的防止振动构造

技术领域

本发明涉及在单气缸内燃机中，在轴端部上设置动态减震器的曲轴防止振动构造。

背景技术

由于在内燃机的曲轴上产生由周期性的爆发荷重引起的扭转振动和弯曲振动等振动并产生由该振动引起的噪音，所以提出了各种减低振动和噪音的技术。例如，在实开平3-75343号公报中介绍的曲轴的防止振动装置中，如图6所示，曲轴d通过一对主轴承b，c回转自由地轴支在曲轴壳体a上，在曲轴d的从主轴承c向外凸出的端部上安装着离心离合器e，在离心离合器e的传动板f上通过环状的弹性体g安装着环状的减震重体h，由弹性体y和减震重体h构成动态减震器k，而且，由在伴随着曲轴d的扭转振动和弯曲振动的减震重体h的振动中进行变形的弹性体的内部摩擦，衰减这些振动和噪音。

可是，众所周知，曲轴的振动通过主轴承的传递到曲轴壳体上所产生的噪音与弯曲振动的相关程度大。另外，周期性地作用到曲轴的曲轴销上的爆发荷重使曲轴臂相对气缸轴线倾斜，换句话说，通常相互平行的一对曲轴臂，从与包含曲轴的轴线和气缸的轴线的平面相垂直的方向看产生「八」字形的周期性的变形，其结果，在曲轴上产生轴向振动，该振动传递到主轴承上再传递到曲轴壳体上。

所以，对于在曲轴上产生的弯曲振动和轴向的振动，当观察动态减震器的减震重体的举动时，从振动的方向的观点出发，将这些振动分成轴向平动方式、径向平动方式和径向回转方式。当参照图7对这些振动方式进行说明时，轴向平动方式的振动，如图7(A)所示，是减震重体h沿与曲轴d的轴向平行的方向移动的振动，径向平动方式，如图7(B)所示是减震重体h沿与曲轴的径向平行的方向移动的振动，径向回转方式，如图7(c)所示，是减震重体h以与曲轴d的回转轴线垂直的直线为中心线向回转方向移动的振动。

其中，关于通过主轴承传递到曲轴壳体上的振动，轴向平动方式和径向回转方式的参与程度大，通常，这是由曲轴壳体中主轴承的保持部分的周边的构造引起的，因为曲轴壳体的对抗径向平动方式的刚度比对抗轴向平动方式和径向回转方式的刚度高。

但是，原有的动态减震器，由于没有设定与轴向平动方式和径向回转方式相对应的防止振动特性，即有效降低轴向平动方式和径向回转方式的振动那样的弹性体的弹簧特性系数和粘性衰减系数以及减震重体的质量，所以，在降低曲轴振动引起的曲轴壳体的振动和噪音这点上，不能说是很充分的。

发明内容

鉴于上述情况，本发明的目的在于，有效地降低通过主轴承传递的由曲轴的振动产生的曲轴壳体的振动和噪音。

本发明的第一技术方案是曲轴的防止振动构造，该曲轴是由保持在单气缸内燃机的曲轴壳体上的一对主轴承支持的曲轴，在相对于上述一对主轴承成为自由端的上述曲轴的轴端部上设置动态减震器，上述动态减震器的防止振动特性被设定成，产生于上述曲轴上的振动之中的、轴向平动方式和径向回转方式的共振曲线中的多个共振波峰的振幅相等而且成为最小值。

根据本发明的第一技术方案，由于动态减震器的防止振动特性为由轴向平动方式和径向回转方式的振动产生的共振波峰的振幅大致相等，3个共振波峰的振幅设定成共同成为最小值，所以，可以减低由燃烧室中的燃烧产生的爆发荷重周期地作用的曲轴上所产生的各种振动中的、轴向平动方式和径向回转方式的振动，该振动是通过主轴承传递参与曲轴壳体的振动和噪音的产生的程度大的曲轴的振动。

其结果，可以有效地降低由于通过主轴承传递曲轴的振动所产生的曲轴壳体的震动和噪音。

本发明的第二技术方案是，在本发明的第一技术方案所述的曲轴防止振动构造中，上述一对主轴承中靠近上述动态减震器的一方的主轴承比另一方的主轴承的刚性高。

根据本发明的第二技术方案，由于一对主轴承中靠近动态减震器的一方的主轴承的刚性高，所以由该一方的主轴承抑制了曲轴的振幅，也抑制了曲轴的振动。而且，由于另一方的主轴承的刚性比上述一方的主轴承的刚性小，所以曲轴的振幅也比该一方的主轴承的大，因此，在设置夹住高刚性主轴承地位于反对侧的动态减震器的轴端部上，以该一方的主轴承作为支点的相对的振幅变大，动态减震器有效地发挥作用。另外，由于上述一方的主轴承的刚性高，所以振幅不会过度大，因此，可以避免由于动态减震器的弹性体的内部摩擦发热使弹性体处于高温状态。

其结果，曲轴的振动被高刚性的一方的主轴承抑制，而且，在设置了动态减震器的轴端部上，振幅有某种程度的变大，由于动态减震器有效地发挥作用，所以可以起到本发明第一技术方案的效果，减低振动和噪音，再有，该轴端部，由于振幅不会过度大，所以，可以避免动态减震器的弹性体处于高温状态，可以防止动态减震器的防止振动特性的降低和耐久性的降低。

本发明的第三技术方案是，在第一技术方案所述的曲轴的防止振动构造中，在上述一对主轴承中，靠近上述动态减震器的一方的主轴承是滚柱轴承，另一方的主轴承是滚珠轴承。

根据本发明的第三技术方案，由于作为一方的主轴承的滚柱轴承的刚性比作为另一方主轴承的滚珠轴承的高，所以曲轴的振动，特别是径向平动方式和径向回转方式的振动的振幅被抑制，曲轴的振动被抑制，而且，该滚柱轴承由于位于靠近动态减震器的位置，所以动态减振器有效地发挥作用。

另外，由滚柱轴承支持的回转轴比由滚珠轴承支持的回转轴容易产生轴向移动，所以，对于轴向平动方式的振动，滚柱轴承比滚珠轴承抑制震动的效果小，在曲轴的滚珠轴承侧，轴向平动方式的振动被抑制，在曲轴的滚柱轴承侧，抑制轴向平动方式的振动的程度小。但是，由于在与滚珠轴承相比更靠近滚柱轴承的位置上设置具有防止振动特性的动态减震器，该防止振动特性设置成在轴向平动方式和径向回转方式的共振曲线中的共振波峰的振幅大致相等。所以滚柱轴承侧的轴向平动方式的振动被有效地抑制，结果，曲轴整体的轴向平动方式的振动被抑制，而且，径向回转方式的振动也被抑制。

其结果，由于作为处于靠近动态减震器的位置的一方的主轴承的滚柱轴承比作为另一方的主轴承的滚珠轴承的刚性高，所以，曲轴的振动，特别是径向平动方式和径向回转方式的振动的振幅被抑制，而且，尽管该滚柱轴承对曲轴的轴向平动方式的振动比滚珠轴承抑制振动的效果小，但滚柱轴承侧的曲轴的轴向平动方式的振动，由于位于滚柱轴承附近位置的动态减震器的有效作用而被抑制，所以可以减低振动和噪音。

附图说明

图1是应用本发明的曲轴防止振动构造的内燃机的纵向剖视图。

图2是其横向剖视图。

图3是振动模型的说明图。

图4是表示相对于频率比的振幅比的共振曲线的曲线图。

图5是表示相对于内燃机的回转速度的噪音能级的曲线图。

图6是表示原有技术的图。

图7是在曲轴上产生的振动的状态的说明图。

具体实施方式

下面，参照图1至图5说明本发明的一个实施例。

在本实施例中，应用本发明的内燃机1是搭载在机动二轮车上的单气缸四冲程内燃机，备有曲轴壳体2、气缸3、气缸盖4和气缸盖罩5，它们依次地向前方重合地被组装，气缸3的轴线指向车辆的前方的稍微斜上方。在左右分开型的曲轴壳体2上，指向左右水平方向的曲轴10，夹持曲轴销21并由一对主轴承回转自由地支持，该主轴承由分别嵌装并保持在左右曲轴壳体2a、2b上的滚珠轴承8和滚柱轴承9构成。

再有，在曲轴10上产生的振动中，曲轴壳体2对径向平动方式的振动即后述的减震重体47在平行于曲轴10的径向方向上的移动的振动的刚性比对抗轴向平动方式的振动即减震重体47在平行于曲轴10的轴向方向的移动的振动和径向回转方式的振动即减震重体47以垂直于曲轴10的回转轴线的直线为中心线沿回转方向移动的振动的刚性高。

滑动自由地嵌合在气缸3内的活塞20的往复运动，通过连结活塞20和曲轴10的曲轴销21的连杆22变换成曲轴10的回转运动。而且，与设置在气缸盖4上的且向燃烧室19开口的吸气口23a连接的吸气管23b向上方延伸并与气化器24连接。在气缸盖4上，设置向燃烧室19开口的排气口25并连接到图未示的排气管上，点火火花塞26设置成与燃烧室19相邻。

再有，在气缸盖4上，滑动自由地支持开闭吸气口23a和排气口25在燃烧室19侧的各开口部的吸气阀27和排气阀28，两阀27、28由吸气和排气摇臂29、30进行开闭动作，吸气和排气摇臂29、30以规定的定时由凸轮轴的凸轮进行摇动，在嵌装在凸轮轴31的端部上的从动链轮32和嵌装在曲轴10上的驱动链轮33之间连挂着正时链条34，凸轮轴31以曲轴10的1/2减速比被回转。

在曲轴10的后方配置齿轮变速机构16，曲轴10的动力通过一次减速机构和离合器14传递到主轴11上，该一次减速机构由相互啮合的驱动齿轮12和从动齿轮13构成，再通过变速齿轮组传递到副轴15上。在曲轴10的右侧斜下方配置油泵17，通过向其下方延伸的油通路18把油吸上去。

在曲轴10上，在从左侧的滚珠轴承8向左方凸出的成为自由端的左轴端部10a上设置交流发电机40，在交流发电机40和滚珠轴承8之间设置驱动链轮。交流发电机40的左方由左曲轴壳体罩6覆盖。另外，在曲轴10上，在从右侧的滚柱轴承9向右方凸出的成为自由端的右轴端部10b上设置离心式油过滤器41，在该油过滤器41上安装着动态减震器45。包含油过滤器41在内，离合器14的右方由右曲轴壳体罩7覆盖。

油过滤器41由左侧半体42和盘形的右侧半体43构成，上述左侧半体42的用花键结合在曲轴10的右轴端部10b上的圆筒部42a的端部扩径而形成盘形部42b，上述盘形的右侧半体43与盘形部42b合体并成为盖子，由左侧半体42的盘形部42b和右侧半体43合体形成的内部空间成为过滤室41a。

再有，在右轴端部10b上，嵌合着与驱动齿轮12的右端接触的左侧半体42的圆筒部42a，键结合着夹着位于滚柱轴承9的右侧的轴套49的驱动齿轮12。而且，由旋紧在从圆筒部42a凸出的曲轴10的前端部上的螺母48阻止驱动齿轮12和左侧半体42相对于曲轴10的轴向移动。

设置在右曲轴壳体罩7上的油通路7a，其一端连通到与油泵17的输出口连通的设置在右曲轴壳体2b上的油通路(图未示)，其另一端与过滤室41a连通。即，贯通并支持在右侧半体43的中心部的连接管50被弹簧51弹压而液体密封地推压在油通路7a的开口部上，因此。油通路7a和过滤室41a连通。另外，穿通设置在曲轴10内的油路10c在右轴端部10b的右端向过滤室41a开口。

因此，从油泵17输出的油，通过油通路7a从连接管50流入油过滤器41，异物被离心力分离之后，通过曲轴10的油路10c供给曲轴销21和连杆22的连结部，润滑它们的滑动部。

动态减震器45配置在油过滤器41的左侧半体42的盘形部42b的左侧方，通过压入盘形部42b的外周面上的碗状安装板44进行固定。该动态减震器45由单一的环状的弹性体46和单一的环状的减震重体47构成，单一的环状的弹性体46由橡胶材料构成，减震重体47通过熔接在安装板44和减震重体47上的弹性体46固定在安装板44上。动态减震器45向油过滤器41上的安装如下进行：预先把弹性体46熔接在安装板44和减震重体47上并做成部件，再相对于油过滤器41压入安装板44。

下面，按照设定的顺序说明动态减震器45的防止振动特性。

首先，如图3所示，设定曲轴10和动态减震器45的振动模型，在该振动模型中，加振力的方向为作为主振动方向的曲轴10的轴向方向。而且，在此，由于考虑到与振动方向不同的轴向平动方式和径向回转方式的振动，所以单一的弹性体46和单一的减震重体47对于与振动方向不同的2类振动起到减振作用，其功能就像存在着2个减震重体和2个弹性体一样。再有，在该振动模型中，在实际上不出问题的程度上，把为了简化计算提示基本想法作为前提，假定弹性体46的弹簧特性系数和粘性衰减系数在两种振动方式中相同，如果必要可以适当变更它们的数值。

振动模型的运动方程式，对于曲轴10的轴向的平动运动为式(1)，对于动态减震器45的轴向的平动运动为式(2)，对于曲轴10的径向的回转运动为式(3)，对于动态减震器45的径向的回转运动为式(4)。

[公式1]

$m_1{\stackrel{\·\·}{x}}_1=p{e}^{\mathrm{ipt}}-k_1/2(x_1-r_{11}{\mathrm{\θ}}_1)-k_1/2(x_1+r_{12}{\mathrm{\θ}}_1)$

$-k_2/2\{(x_1-r_{11}{\mathrm{\θ}}_1)-(x_2-r_2{\mathrm{\θ}}_2)\}$

$-k_2/2\{(x_1+r_{12}{\mathrm{\θ}}_1)-(x_2+r_2{\mathrm{\θ}}_2)\}$

$-c_2/2\{({\stackrel{\·}{x}}_1-r_{11}{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)-({\stackrel{\·}{x}}_2-r_2{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_2)\}$

$-c_2/2\{({\stackrel{\·}{x}}_1+r_{12}{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)-({\stackrel{\·}{x}}_2+r_2{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_2)\}---\left(1\right)$

$m_2{\stackrel{\·\·}{x}}_2=k_2/2\{(x_1-r_{11}{\mathrm{\θ}}_1)-(x_2-r_2{\mathrm{\θ}}_2)\}$

$+k_2/2\{(x_1+r_{12}{\mathrm{\θ}}_1)-(x_2+r_2{\mathrm{\θ}}_2)\}$

$+c_2/2\{({\stackrel{\·}{x}}_1-r_{11}{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)-({\stackrel{\·}{x}}_2-r_2{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_2)\}$

$+c_2/2\{({\stackrel{\·}{x}}_1+r_{12}{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)-({\stackrel{\·}{x}}_2+r_2{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_2)\}---\left(2\right)$

$I_1{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_1=k_1/2(x_1-r_{11}{\mathrm{\θ}}_1)r_{11}-k_1/2(x_1+r_{12}{\mathrm{\θ}}_1)r_{12}$

$+k_2/2\{(x_1-r_{11}{\mathrm{\θ}}_1)-(x_2-r_2{\mathrm{\θ}}_2)\}{r}_{11}$

$-k_2/2\{(x_1+r_{12}{\mathrm{\θ}}_1)-(x_2+r_2{\mathrm{\θ}}_2)\}{r}_{12}$

$+c_2/2\{({\stackrel{\·}{x}}_1-r_{11}{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)-({\stackrel{\·}{x}}_2-r_2{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_2)\}{r}_{11}$

$-c_2/2\{({\stackrel{\·}{x}}_1+r_{12}{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)-({\stackrel{\·}{x}}_2+r_2{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_2)\}{r}_{12}---\left(3\right)$

$I_2{\stackrel{\·\·}{\mathrm{\θ}}}_2=-k_2/2\{(x_1-r_{11}{\mathrm{\θ}}_1)-(x_2-r_2{\mathrm{\θ}}_2)\}{r}_2$

$+k_2/2\{(x_1+r_{12}{\mathrm{\θ}}_1)-(x_2+r_2{\mathrm{\θ}}_2)\}{r}_2$

$-c_2/2\{({\stackrel{\·}{x}}_1-r_{11}{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)-({\stackrel{\·}{x}}_2-r_2{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_2)\}{r}_2$

$+c_2/2\{({\stackrel{\·}{x}}_1+r_{12}{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_1)-({\stackrel{\·}{x}}_2+r_2{\stackrel{\·}{\mathrm{\θ}}}_2)\}{r}_2---\left(4\right)$

在此，m₁：曲轴的质量

      I₁：曲轴的惯性矩

      k₁：曲轴等价弹簧特性系数

      x₁：曲轴的平动方向的振幅

      θ₁：曲轴的回转方向的振幅

      G₁：曲轴的重心

      r₁₁，r₁₂：曲轴等价弹簧特性系数的作用点和曲轴的重心的距离

      m₂：减震重体的质量

      I₂：减震重体的惯性矩

      k₂：弹性体的弹簧特性系数

      x₂：减震重体的平动方向的振幅

      θ₂：减震重体的回转方向的振幅

      c₂：弹性体的粘性衰减系数

      G₂：减震重体的重心

      r₂：弹性体的弹性力的作用点和重心的距离

      pe^ipt：作用在重心G₁上的加振力

在此，当x₁＝A₁e^ipt，θ₁＝B₁e^ipt，x₂′＝x₂-x₁＝A₂′e^ipt，θ₂＝B₂e^ipt时，各运动方程式成为下面那样。

[公式2]

$\left[\begin{array}{cccc}{K}_{11}& K_{12}& K_{13}& K_{14}\\ K_{21}& K_{22}& K_{23}& K_{24}\\ K_{31}& K_{32}& K_{33}& K_{34}\\ K_{41}& K_{42}& K_{43}& K_{44}\end{array}\right]\left[\begin{array}{c}{A}_1\\ {A_2}^{\′}\\ R_2{B}_1\\ R_2{B}_2\end{array}\right]=\left[\begin{array}{c}\mathrm{Xst}\\ 0\\ 0\\ 0\end{array}\right]---\left(5\right)$

在此，

K₁₁＝-ω²+1

K₁₂＝-μω₂ ²-iωμη₂

K₁₃＝ζ+ζμω₂ ²+iωζμη₂

K₁₄＝0

K₂₁＝ω_z1 ²

K₂₂＝-μ_θω_z2 ²-iωμ_θη_θ1

K₂₃＝-ω²+ω_θ1 ²+μ_θω_θ2 ²+iωμ_θη_θ2

K₂₄＝-μ_θω_z3 ²-iωμ_θη_θ3

K₃₁＝-ω²

K₃₂＝-ω² +ω₂ ²+iωη₂

K₃₃＝-ζω₂ ²-iωζη₂

K₃₄＝0

K₄₁＝0

K₄₂＝0

K₄₃＝-ω_z3 ²-iωη_θ3

K₄₄＝-ω²+ω_z4 ²+iωη_θ4

ω＝p/ν₁

μ＝m₂/m₁

μ_θ＝I₂/I₁

R₁＝(r₁₂-r₁₁)/2

R₂＝(r₁₂+r₁₁)/2

ζ＝R₁/R₂

ω₂＝ν₂/ν₁

ω_θ1＝ν_θ1/ν₁

ω_θ2＝ν_θ2/ν₁

ω_z1＝ν_z1/ν₁

ω_z2＝ν_z2/ν₁

ω_z3＝ν_z3/ν₁

ω_z4＝ν_z4/ν₁

η₂＝2α₂/ν₁

η_θ1＝2α_θ1/ν₁

η_θ2＝2α_θ2/ν₁

η_θ3＝2α_θ3/ν₁

η_θ4＝2α_θ4/ν₁

ν₁ ²＝k₁/m₁

ν₂ ²＝k₂/m₂

ν_θ1 ²＝k₁/I₁·(R₁ ²+R₂ ²)

ν_θ2 ²＝k₂/I₂·(R₁ ²+R₂ ²)

ν_z1 ²＝k₁/I₁·R₁R₂

ν_z2 ²＝k₂/I₂·R₁R₂

ν_z3 ²＝k₂/I₂·r₂R₂

ν_z4 ²＝k₂/I₂·r₂ ²

2α₂＝c₂/m₂

2α_θ1＝c₂/I₂·R₁R₂

2α_θ2＝c₂/I₂·(R₁ ²+R₂ ²)

2α_θ3＝c₂/I₂·r₂R₂

2α_θ4＝c₂/I₂·r₂ ²

x_st＝p/k₁

由于动态减震器45的防止振动性能由曲轴10的质量m₁的振幅A₁的大小来评价，所以根据式(5)计算曲轴10的无量钢化的振幅比A₁/Xst，设定动态减震器45的防止振动特性以使该振幅比A₁/Xst为最小。

即，一般说来，减震重体的质量相对于曲轴的质量比μ以及减震重体的惯性矩相对于曲轴的惯性矩比μ_θ越大，振动的衰减效果越大，所以在考虑动态减震器45周边零件的配置的情况下，在允许的动态减震器45的大小的范围内，决定减震重体47的质量比μ和惯性矩比μ_θ。另外，粘性衰减系数c₂由弹性体46的组成决定。

因此，在采用这样决定的质量比μ、惯性矩比μ_θ和粘性衰减系数c₂之后，使从式(5)求出的振幅比A₁/X_st在加振力的频率P是曲轴10的固有频率ν₁的2倍的范围内进行变化，即被无量钢化的2个频率比ω在0～2的范围内进行变化，对频率比ω₂，ω_θ2的各种组合逐一进行计算，然后，根据作为计算结果得出的具有每次组合得到的3个共振波峰的共振曲线，如图4所示，求出3个共振波峰的振幅大致相等(包含3个共振波峰的振幅相等的情况)的、3个共振波峰的振幅共同成为最小值时的2个频率比ω₂，ω_θ2的组合并将其作为最佳值，然后，决定弹性体46的弹性系数以使频率比ω₂，ω_θ2成为求得最佳的频率比。在图4中，不设置动态减震器时的振幅比用虚线表示。再有，共振曲线之所以具有3个共振波峰，是由于动态减震器45在功能上好像具有2个减震重体。

以上那样做了之后，就得到了具有有效地减低在曲轴10上产生的轴向平动方式和径向回转方式的振动的防止振动特性的动态减震器45。

下面，对上述那样的构成的实施例的作用和效果进行说明。

设置在作为曲轴10的自由端的右轴端部10b上的动态减震器45的防止振动特性，由于设定成由轴向平动方式和径向回转方式的振动产生的共振波峰的振幅大致相等并且3个共振波峰的振幅共同成为最小值，所以，可以减低在由燃烧室19内的燃烧使爆发荷重周期性地作用的曲轴10上所产生各种振动中的、通过滚珠轴承8和滚柱轴承9传递参与曲轴壳体2的振动和噪音的产生的程度大的曲轴10的振动的轴向平动方式和径向回转方式的振动。

其结果，如图5实线所示，与设置没有对应于轴向平动方式和径向回转方式设定防止振动特性的动态减震器的情况(用点画线表示)和没有动态减振器的情况(用虚线表示)相比，使用该实施例的动态减震器45，噪音被减低了，这样一来，可以有效地减低曲轴壳体2的振动和噪音，该曲轴壳体2的振动和噪音是曲轴10的振动通过作为一对主轴承的滚珠轴承8和滚柱轴承9传递而产生的。

由于构成一对主轴承的滚珠轴承8和滚柱轴承9中的处于靠近动态减震器45的位置的滚柱轴承9比滚珠轴承8刚性高，由滚柱轴承9抑制曲轴10的振动、特别是径向平动方式及径向回转方式的振动的振幅，曲轴10的振动被抑制。其结果，可以降低曲轴壳体2的振动及噪音。

而且，由于滚珠轴承8的刚性比滚柱轴承9的刚性小，在该滚珠轴承8的部分上，与在滚柱轴承9支持的部分上相比，曲轴10的振幅大，因此在设置夹着滚柱轴承9位于反对侧的动态减震器45的右轴端部10b上，以滚柱轴承9作为支点的相对的振幅变大，动态减震器45起到了有效的作用。另一方面，与主轴承都由滚珠轴承支持的情况相比，振动的振幅都不会过度变大，所以，可以避免由于动态减震器45的弹性体46的内部摩擦引起的发热使弹性体46处于高温状态。

其结果，由高刚性的滚柱轴承9抑制了曲轴10的振动，而且在设置了动态减振器45的右轴端部10b上，在某种程度上振幅变大，由于动态减振器45的有效作用，可以进一步减低曲轴壳体2的振动和噪音。再有，该右轴端部10b由于振幅不会变得过度大，所以可以避免动态减振器45的弹性体46处于高温状态。可以防止由于橡胶材料构成的弹性体46成为高温而引起弹性系数降低所带来的动态减震器45的设定的防止振动特性的降低。进一步可以防止动态减震器45的耐久性的降低。

另外，一般来说，由于由滚柱轴承支持的回转轴与由滚珠轴承支持的回转轴相比，容易产生轴向移动，所以，对于轴向平动式的振动来说，该滚柱轴承9与滚珠轴承8相比，抑制振动的效果小，相对于曲轴10的滚珠轴承8侧的轴向平动方式的振动的抑制程度，曲轴10的滚柱轴承9侧的轴向平动方式的振动的抑制程度小。但是，由于在比与滚珠轴承8更接近滚柱轴承9的位置上设置具有设定成在轴向平动方式和径向回转方式的共振曲线中共振波峰的振幅大致相等的防止振动特性的动态减震器45，所以滚柱轴承9侧的轴向平动方式的振动被有效的抑制了，结果，曲轴10的整体轴向平动方式的振动被抑制了，而且，径向回转方式的振动也被抑制了。

其结果，对于曲轴10的轴向平动方式的振动，尽管滚柱轴承9与滚珠轴承8相比抑制振动的效果小，但是滚柱轴承9侧的曲轴10的轴向平动方式的振动被处于靠近滚柱轴承9的位置上的动态减震器45有效地抑制了，所以可以减低振动和噪音。

由于由具有单一弹性体46和单一减震重体47的动态减震器45进行轴向平动方式和径向回转方式的两振动方式的防止振动，所以没必要设置与各方式对应的2个弹性体和2个减震重体，这样可以抑制成本的增加和重量的增加。

下面，对于变更了上述实施例的一部分构成的实施例，说明其变更的构成。

在上述实施例中，减震重体47的质量比μ和惯性矩比μ_θ是在考虑动态减震器45周边的零件等的配置的情况下决定的，但是，根据振幅比A₁/X_st的计算结果也可以对减震重体47的质量比μ和惯性矩比μ_θ的值进行种种变更来设定动态减震器45的防止振动特性。

在上述实施例中，车辆是二轮车，但也可以是三轮车或小型四轮车，内燃机1也可以是车辆以外使用的内燃机。另外，动态减震器45被安装在设置在曲轴10的轴端部上的作为回转体的油过滤器41上，但是，在曲轴10的轴端部上设置离心离合器等其他回转体时，也可以把动态减震器45安装在该回转体上。

Claims (3)

1.曲轴的防止振动构造，该曲轴支持在保持在单气缸内燃机的曲轴壳体上的一对主轴承上，在相对于上述一对主轴承成为自由端的上述曲轴的轴端部上设置了动态减震器，其特征在于，上述动态减震器的防止振动特性被设定成，上述曲轴上产生的振动中的、轴向平动方式和径向回转方式的共振曲线中的多个共振波峰的振幅相等而且成为最小值。

2.如权利要求1所述的曲轴的防止振动构造，其特征在于，上述一对主轴承中，靠近上述动态减震器的一方的主轴承比另一方的主轴承的刚性高。

3.如权利要求1所述的曲轴的防止振动构造，其特征在于，上述一对主轴承中，靠近上述动态减震器的一方的主轴承是滚柱轴承，另一方的主轴承是滚珠轴承。

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