JP2005016511A

JP2005016511A - エンジンのバランサ構造

Info

Publication number: JP2005016511A
Application number: JP2004109255A
Authority: JP
Inventors: Yoshihiko Takeuchi; 善彦竹内
Original assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Current assignee: Yamaha Motor Co Ltd
Priority date: 2003-06-03
Filing date: 2004-04-01
Publication date: 2005-01-20
Also published as: US20040244757A1; US6990942B2

Abstract

【課題】２軸１次バランサを採用する場合のクランクケースの前後長さを小さくできるエンジンのバランサ構造を提供する。
【解決手段】クランク軸２１のクランクギヤ８５で該クランク軸２１と平行に配設された第１，第２バランサ軸１０５，１０６の各バランサギヤ１０９，１１０を回転駆動するようにしたエンジンのバランサ構造において、上記クランク軸２１の軸線を含む鉛直面Ａを挟んだ前側に上記第１バランサ軸１０５を，後側に第２バランサ軸１０６をそれぞれ配設し、該第２バランサ軸１０６に、上記クランク軸２１の回転を変速機構のメイン軸８７に伝達するカウンタギヤ１１１を配設する。
【選択図】図６

Description

本発明は、１本のクランク軸に対して２本のバランサ軸を配設してなるエンジンのバランサ構造に関する。

例えば、自動二輪車に搭載される大排気量エンジンのうち、単気筒，Ｖ型２気筒タイプのエンジンは４気筒等の多気筒タイプのエンジンに比べて低回転域で使われることから、１次慣性力による振動が支配的となる。この種のエンジンにおいて、１次慣性力をキャンセルするために、従来、クランクピンの位置に位相差を持たせた位相ピンクランクを採用したり，あるいは２つのバランサ軸を持つ２軸１次バランサを採用したりする場合がある（例えば、特許文献１参照）。なお１つのバランサ軸を持つ１軸１次バランサでは、１次慣性偶力をキャンセルすることができず、特に排気量が大きなエンジンでは振動の低減効果が小さい。
特開平９−２５０５９７号公報

ところで、上記位相ピンクランクを採用した場合には、位相の異なるピンを連結することから、ピンの中間にウェブが必要となり、支持点となるクランクジャーナルの間隔が同軸ピンクランクに比べて広くならざるを得ず、クランク軸の強度，剛性にとって不利となる。特に排気量が例えば１０００ｃｃを超えるエンジンの場合には、増大するトルク変動に耐え得るような強度を確保するためにウェブ厚を厚くして最小断面積を大きくとる必要があり、結果としてクランク軸が長くなり、それだけクランクケースの幅寸法が大きくなる。

一方、上記２軸１次バランサを採用した場合には、クランクケースの幅寸法は抑えることができるものの、クランク軸の前後にバランサ軸を２軸配置することとなるので、結果的にクランクケースの前後長が大きくなる。

本発明は、上記従来の実情に鑑みてなされたもので、２軸１次バランサを採用する場合のクランクケースの前後長さの増大を抑制できるエンジンのバランサ構造を提供することを目的としている。

請求項１の発明は、クランク軸と平行に配設された第１，第２バランサ軸の各バランサギヤをクランク軸のクランクギヤで回転駆動するようにしたエンジンのバランサ構造において、上記クランク軸の軸心を含む鉛直面を挟んだ一側に上記第１バランサ軸が、他側に第２バランサ軸がそれぞれ配設され、該第２バランサ軸に、上記クランク軸の回転を変速機構のメイン軸に伝達するカウンタギヤが配設されていることを特徴としている。

請求項２の発明は、請求項１において、上記クランク軸からの大トルクが上記メイン軸に直接伝達されるのを防止するトルクダンパが、クランク軸の駆動力をメイン軸に伝達する駆動力伝達経路における上記第２バランサ軸のバランサギヤよりも下流側に配設されていることを特徴としている。

請求項３の発明は、請求項１又は２において、上記第２バランサ軸を挟んで上記クランク軸の反対側に上記メイン軸が配設されており、該メイン軸と上記第２バランサ軸との間にシフトドラムが配設されていることを特徴としている。

請求項４の発明は、請求項１又は２において、上記クランク軸の軸心を含む水平面を挟んで一側に上記第１バランサ軸が、他側に上記第２バランサ軸がそれぞれ配置されていることを特徴としている。

請求項５の発明は、請求項１又は２において、上記エンジンは、前，後気筒をＶバンクをなすように配置してなり、上記クランク軸が車幅方向に向くように車体に搭載されるＶ型２気筒エンジンであり、上記第１バランサ軸は、上記クランク軸の軸心を含む鉛直面より前側でかつ該軸心を含む水平面より上側に配置され、上記第２バランサ軸は、上記鉛直面より後側でかつ上記水平面より下側に配置されており、上記第２バランサ軸の後方でかつ上記水平面付近に変速機構のドライブ軸が配置され、該水平面より上側でかつ上記ドライブ軸と第２バランサ軸との間に上記メイン軸が配置され、シフトドラムは、これの軸心が上記メイン軸，上記ドライブ軸，及び上記第２バランサ軸のそれぞれの軸心で囲まれた領域に位置するように配設されていることを特徴としている。

請求項１の発明では、第２バランサ軸にクランク軸の回転をメイン軸に伝達するカウンタギヤを配設することにより第２バランサ軸をカウンタ軸に兼用したので、カウンタ軸を不要にでき、カウンタ軸の配設スペースの分だけクランクケースのクランク軸と直角方向の長さを短くすることができる。

請求項２の発明では、上記第２バランサ軸にトルクダンパを配設したので、クランク軸のトルク変動がメイン軸に直接伝達されるのを防止して変速歯車等の損傷を防止できる。

そしてこの場合に、上記トルクダンパをクランク軸の回転力をメイン軸に伝達する駆動力伝達経路におけるバランサ軸のバランサギヤより下流側に配設したので、上記トルクダンパの作動時にバランサウエイトの位相がずれるのを防止できる。

請求項３の発明では、第２バランサ軸を挟んでクランク軸の反対側にメイン軸を配置したので、バランサ軸側のカウンタギヤとメイン軸側の減速大ギヤとの噛合部分に比較的大きなスペースが形成され、このスペースを利用してシフトドラムを配置でき、そのためドライブ軸をクランク軸側に近づけて配置することができ、それだけバランサ軸を２本設ける場合のクランクケース前後長の増大を抑制できる。

請求項４の発明では、クランク軸の軸心を含む水平面の一側に第１バランサ軸を、他側に第２バランサ軸を配置したので、第１，第２バランサ軸の水平方向における軸間距離を、該両バランサ軸を上記水平面上に配置した場合に比較して小さくすることができ、この点からもクランクケース前後長の増大を抑制できる。

請求項５の発明では、クランク軸横置きの前，後Ｖ型２気筒エンジンに第１，第２バランサ軸を配置する場合に、上記第１バランサ軸を上記クランク軸の前側かつ上側に配置し、上記第２バランサ軸を後側かつ下側に配置したので、該第２バランサ軸の後方かつ上側に比較的大きなスペースを確保でき、該スペースに減速大ギヤを有し、比較的大きな配置スペースを要するメイン軸を、クランクケースの前後長が長くなるのを抑制しつつ配置できる。

また上記メイン軸及び上記ドライブ軸と上記第２バランサ軸とで囲まれた領域は、第２バランサ軸側のギヤとメイン軸側の減速大歯車が噛合していることから比較的大きなスペースとなっており、このスペースを利用することによりシフトドラムを支障なく配置できる。

以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。

図１ないし図２０は、本発明の一実施形態によるエンジンのバランサ構造を説明するための図であり、図１，図２は本実施形態のエンジンが搭載された自動二輪車の左側面図，右側面図、図３，図４はエンジンの断面右側面図、図５はエンジンの断面背面図、図６はエンジンの断面平面図、図７はエンジンの動力伝達部の断面平面図、図８はエンジンの部分水冷システムの全体図、図９は部分水冷システムのウォータポンプ部分の断面側面図、図１０は図９のX-X 線断面図、図１１はシリンダヘッドの底面図，図１２は図１１のXII-XII 線断面図，図１３は部分水冷システムのブロック図、図１４はエンジンの潤滑系を示す断面左側面図、図１５はエンジンのオイルポンプ部分の断面側面図、図１６は図１５のXVI ａ-XVIａ線及びXVI ｂ-XVIｂ線断面図、図１７はクランクケースの油溜まり部分の断面図、図１８, 図１９は変速機の断面図、図２０はエンジンの潤滑油経路を示すブロック図である。ここで、本実施形態でいう前後，左右とは、シートに着座した状態で見た前後，左右を意味する。

図において、１はクルーザタイプの自動二輪車を示している。この自動二輪車１は以下の概略構造を有する。ダブルクレードル型の車体フレーム２の前端に固着されたヘッドパイプ（不図示）によりフロントフォーク３が枢支され、該フロントフォーク３の下端で前輪４が軸支されるとともに、上端に操向ハンドル５が配設されている。また上記車体フレーム２の上部に燃料タンク６，シート７が配設され、さらに車体フレーム２のリヤアームブラケット２ｂに上下揺動可能に枢支されたリヤアーム８の後端で後輪９がを軸支されている。

上記リヤアーム８と車体フレーム２との間には緩衝器１０ａとリンク機構１０ｂとからなるリヤサスペンション１０が配設されている。また車体フレーム２の左右のダウンチューブ２ａの横辺部には乗員の足を支持するフートレストボード１１が配置されている。

上記フロントフォーク３には前輪４の上部を覆うフロントフェンダ１２が取付けられている。また上記リヤアームブラケット２ｂの上端部から後方に延びるリヤフレーム（図示せず）には後輪９の略上半部を覆うリヤフェンダ１３が取付けられており、該リヤフェンダ１３の上面には後部シート１４が配設されている。

上記車体フレーム２のクレードル内にエンジン１５が搭載されている。このエンジン１５は、空冷式４サイクルＯＨＶ・Ｖ型２気筒エンジンであり、以下の概略構造を有する。クランクケース１６の上面に、前側シリンダブロック１７，後側シリンダブロック１８が車両前後に所定のバンク角をなすように配置され、該前側，後側シリンダブロック１７，１８の上合面にそれぞれ前側シリンダヘッド１９，後側シリンダヘッド２０が積層され、ヘッドボルトで結合されている。さらに各シリンダヘッド１９，２０の上合面にはヘッドカバー２４ａ，２４ｂが装着されている。

上記クランクケース１６は、クランク軸２１が収容されたクランクケース部１６ａと、後述する変速機構が収容されたミッションケース部１６ｂとを一体形成した構造を有する。そして上記クランク軸２１は車幅方向に水平に向けて配置されており、車両右側方から見て反時計回りに回転するように設定されている（図３の矢印ａ参照）。また上記クランク軸２１は、前後気筒に共通のクランクピン２１ａと、左右クランクウェブ２１ｂ，２１ｂ及び左右のクランクジャーナル２１ｃ，２１ｃとを有している。

上記前側，後側シリンダブロック１７，１８はボア径が１００ｍｍφを超えるシリンダボアを有しており、各シリンダボア内にはそれぞれピストン２２，２２が摺動自在に挿入され、各ピストン２２はコンロッド２３，２３を介して上記クランク軸２１の前後共通のクランクピン２１ａに連結されている。

上記前側，後側シリンダヘッド１９，２０の下合面（シリンダブロック側合面）１９ｆ，２０ｆには燃焼室の天壁部を構成する燃焼凹部１９ａ，２０ａが上記シリンダボアに対向するよう凹設されており、各燃焼凹部１９ａ，２０ａには３つの点火プラグ２５，２５，２５が車幅方向に間隔をあけて螺挿されている。また各燃焼凹部１９ａ，２０ａにはそれぞれ２つの吸気弁開口１９ｂ，１９ｂ，２０ｂ，２０ｂと２つの排気弁開口１９ｃ，１９ｃ，２０ｃ２０ｃとが形成されている。

上記各吸気弁開口１９ｂ，２０ｂには吸気弁２６，２６が、各排気弁開口１９ｃ，２０ｃには排気弁２７，２７がそれぞれの開口を開閉可能に、かつコイルスプリング２８により閉方向に付勢されて配置されている。この各吸気弁２６，排気弁２７は、図４，図５に示すように、クランク軸２１により回転駆動される前側，後側カム軸３１，３１で吸気側，排気側プッシュロッド３２，３３を上下方向に進退駆動し、各ブッシュロッド３２，３３で吸気側，排気側ロッカアーム３４，３５を回動させることにより開閉駆動される。なお、上記カム軸３１，３１はクランクケース１６内にクランク軸２１と平行に配設され、該クランク軸２１によりチェーン２９，中間軸（図示せず），タイミングギヤ３０を介して回転駆動される。

また上記吸気側，排気側プッシュロッド３２，３３はそれぞれ前側，後側シリンダブロック１７，１８の気筒軸に沿って右外側に露出させて配設された円筒状のケーシング３６，３６内に収容されている。

上記前側，後側シリンダヘッド１９，２０の各吸気弁開口１９ｂ，２０ｂは１つの合流吸気ポート１９ｄ，２０ｄによりＶバンクの内側壁に導出されている。この前，後の吸気ポート１９ｄ，２０ｄには前側，後側吸気管３６，３６を介してスロットルボディ３７，３７が軸線を略垂直に向けて接続されており、各スロットルボディ３７の空気取込み口３７ａには共通のエアクリーナ４６が接続されている。

上記スロットルボディ３７の下流側にはメインスロットル弁３８が，これの上流側にはサブスロットル弁３９がそれぞれ配設されている。この前，後のメインスロットル弁３８の弁軸同士及び前，後のサブスロットル弁３９の弁軸同士はそれぞれリンク機構４０ａ，４０ｂにより連結されている。

また上記前，後スロットルボディ３７のスロットル弁３８の下流側には燃料噴射弁４１，４１が装着されており、該燃料噴射弁４１の噴射口は吸気弁２６の弁裏に向けて燃料を噴射するように配置されている。

上記前側，後側シリンダヘッド１９，２０の各排気弁開口１９ｃ，２０ｃは１０の合流排気ポート１９ｅ，２０ｅによりＶバンクの外側壁に導出されている。この前，後の排気ポート１９ｅ，２０ｅには、図２に示すように、前，後排気管４２，４３が接続されている。各排気管４２，４３は車体右側を後方に延びており、これの下流端には上記後輪９の右側方に配設された前，後マフラ４４，４５が接続されている。

上記前，後マフラ４４，４５内にはそれぞれ排気ガスの浄化を行うための触媒４４ａ，４５ａが配設されている。また上記前排気管４２の途中には補助触媒４４ｂが配設されている。この前排気管４２は後排気管４３より排気管長さが長くなっていることから、暖機運転時に上記触媒４４ａが活性化するのが遅れがちとなる。このため前排気管４２に補助触媒４４ｂを配設することによって、暖機運転時における排気ガス浄化の促進を図るようにしている。

次に、上記空冷式エンジン１５の冷却構造を、主として図８ないし図１３に基づいて説明する。

上記前側，後側シリンダブロック１７，１８及び前側，後側シリンダヘッド１９，２０の外周壁には多数の冷却フィン５０，５１がボア軸線に対して略直角をなすよう一体形成されている。各シリンダブロック１７，１８及び各シリンダヘッド１９，２０に走行風を直接当てることにより、上記冷却フィン５０，５１を介してエンジンからの熱を放熱し、もってエンジン１５が冷却される。

そして上記空冷式エンジン１５は、走行風による空冷を主体としつつ冷却水による冷却を行う部分水冷システムを備えており、該部分水冷システムは、以下の構造となっている。なお、本冷却構造は、前側，後側シリンダとも同一の構造であるので、前側シリンダについて説明する。

本実施形態では、上記前側シリンダヘッド１９を気筒軸を含みクランク軸２１と直角の平面で断面したときの吸気ポート１９ｄ又は排気ポート１９ｅの底面を気筒軸回りに旋回させてできる概ね円錐台形状の仮想面と、上死点に位置するピストン２２の下端のピストンリング２２ａを含む気筒軸と直角の平面との間のみに冷却ジャケットが形成されている。

より具体的には、上記前側シリンダヘッド１９には、燃焼凹部１９ａの外周部を囲み、かつ各吸気，排気ポート１９ｄ，１９ｅと下合面１９ｆとの間を通る環状で容積が６０ｃｃ程度の冷却ジャケット５２が形成されている。この冷却ジャケット５２の吸気弁開口１９ｂ，１９ｂ間に対応する吸気弁間部分５２ａ及び，排気弁開口１９ｃ，１９ｃ間に対応する排気弁間部分５２ｂは他の部分より通路面積が大きくなっている。

上記前側シリンダヘッド１９の下合面１９ｆの排気ポート１９ｅ側には、シリンダブロック１７の合面１７ａから外方にオーバーハングするオーバーハング部１９ｆ′が形成されている。そしてこのオーバーハング部１９ｆ′には冷却水供給口５２ｃが上記冷却ジャケット５２に連通するよう貫通形成されている。また前側シリンダヘッド１９のＶバンク内側壁の吸気ポート１９ｄの下側には上記冷却ジャケット５２に連通する冷却水排出口５２ｄが開口している。この冷却水排出口５２ｄは冷却水供給口５２ｃより高所に位置しており、これにより冷却ジャケット５２内に空気溜まりが生じるのを防止している。なお、５２ｅは冷却ジャケット５２を鋳造する際の中子砂を抜くための孔であり、これはシリンダブロックとの間に介在されるガスケットにより閉塞される。冷却水供給口５２ｃから供給された冷却水は、まず最も温度の高い排気ポート１９ｅ側を冷却しつつ、ここから吸気ポート１９ｄ側に流れて冷却水排出口５２ｄから排出される。

上記部分水冷システムは、上記クランク軸２１により回転駆動されるメカニカルポンプ５３と、上記冷却ジャケット５２に供給された冷却水を走行風で冷却するラジエータ５４と、エンジン１５の運転停止により上記メカニカルポンプ５３が停止すると冷却ジャケット５２の冷却水を所定時間、ラジエータ５４をバイパスするように循環させる電動ポンプ５５とを備えている。

上記ラジエータ５４は、車体フレーム２の左，右のダウンチューブ２ａの縦辺部の前側下端部に配設されており、該ラジエータ５４の後側には上記左，右の縦辺部間に位置するよう冷却ファン５７が配置されている。このラジエータ５４は上，下ヘッダ部５４ａ，５４ａ´を放熱フィンを有するエレメント５４ｅで連結したものであり、上ヘッダ部５４ａの後面には冷却水入口５４ｂが，下ヘッダ部５４ａ´の後面には冷却水出口５４ｃがそれぞれ形成されており、さらに上ヘッダ部５４ａの上面には冷却水注入口５４ｄが形成されている。また上記ラジエータ５４は、車両前方から見て、上ヘッダ部（上辺部）５４ａの高さ位置が前側シリンダブロック１７の略下端部の高さ位置になるように配置されている。

上記メカニカルポンプ５３は、上記ミッションケース部１６ｂ内に配設された後述のメイン軸８７の上方にポンプ軸５３ａを該メイン軸８７と平行に向けて配置されている。上記ポンプ軸５３ａに固着されているポンプギヤ５３ｂには、上記メイン軸８７に相対回転自在に装着された減速大ギヤ１１２に一体形成された駆動ギヤ１１２ａが中間ギヤ６２を介して噛合している。これによりメカニカルポンプ５３は、エンジン運転中はクランク軸２１により常時回転駆動される。

上記メカニカルポンプ５３の冷却水吸込口５３ｃには冷却ホース６５により上記ラジエータ５４の冷却水出口５４ｃが接続されている。この冷却ホース６５はダウンチューブ２ａ横辺部の内側に沿って配索されている。

上記メカニカルポンプ５３の吐出口５３ｄには供給管６６が接続されている。この供給管６６は、クランクケース１６の左側上壁に沿って配索されたへ字状の主供給管６７と、該主供給管６７の基部及び先端部にジョイント６７ａ，６７ｂを介して接続され、前側，後側シリンダブロック１７，１８の気筒軸線に沿って起立する前，後の分岐管６８，６８とからなり、各分岐管６８の上端が上記前側，後側シリンダヘッド１９，２０の冷却供給口５２ｃに接続されている。この前後分岐管６８，６８はシリンダブロック１７，１８の各冷却フィン５０を切り欠いて形成された凹部内にその一部が埋設され、残りが外方に露出されるように配置されており、走行風により冷却されるようになっている。

上記前側，後側シリンダヘッド１９，２０の冷却水排出口５２ｄにはそれぞれ排出管６９がジョイント６９ａを介して接続されており、各排出管６９には１つの合流管７０が接続されている。この合流管７０にはサーモスタット７１を介在させて排出ホース７２が接続され、該排出ホース７２の下流端は上記ラジエータ５４の冷却水入口５４ｂに接続されている。上記サーモスタット７１は、Ｖバンク内の燃料タンク６の下方に配設されており、冷却水の温度が設定値に達すると開閉弁７１ａが開き、もって合流管７０と排出ホース７２とを連通させるようになっている。

上記電動ポンプ５５は、サーモスタット７１の近傍に並列配置されており、上記シート７の下方に配設されたバッテリ５６を電源としてコントローラ（不図示）により駆動制御される電動モータ（不図示）を備えている。この電動ポンプ５５の吸込み口５５ａはサーモスタット７１の開閉弁７１ａの上流側に接続されており、吐出口５５ｂは循環パイプ７３を介してウォータポンプ５３の吸込口５３ｃに接続されている。

また上記ラジエータ５４の冷却水注入口５４ｄには注入ホース７４が接続され、該注入ホース７４には燃料タンク６前側のガセット内に配設されたフィラーキャップ７５が接続されている。またフィラーキャップ７５にはリカバリホース７６が接続され、該リカバリホース７６はバッテリ５６の下方に配設されたリカバリタンク７７の底部に接続されている。

このリカバリタンク７７にはシート７下側に配設されたリカバリ注水口７７ａが注水ホース７７ｂを介して接続されている。

本実施形態の部分水冷システムは、以下のように作動する。メインスイッチ（不図示）をオンし、エンジン１５を始動させるとクランク軸２１が回転し、これに伴ってメカニカルポンプ５３が回転する。冷却ジャケット５２内の冷却水、より正確にはサーモスタット７１内の冷却水が所定温度を超えるとサーモスタット７１が開き、冷却ジャケット５２とラジエータ５４との間で冷却水が循環する。

メインスイッチをオフにすると、エンジン１５が停止し、これによりメカニカルポンプ５３が停止する。するとバッテリ５６により電動ポンプ５５が起動し、冷却ジャケット５２の冷却水は排出管６９，合流管７０，循環パイプ７３，供給管６６を介して、つまり上記ラジエータ５４をバイパスして循環し、所定時間経過後に停止する（図８及び図１３参照）。

本実施形態の冷却構造によれば、前側，後側シリンダヘッド１９，２０の吸気ポート１９ｄ，２０ｄ及び排気ポート１９ｅ，２０ｅと下合面１９ｆ，２０ｆとの間を通る通路状で、かつ燃焼凹部１９ａ，２０ａの外周を囲む環状の冷却ジャケット５２を形成し、該冷却ジュケット５２とラジエ−タ５４との間で冷却水を循環させたので、空冷を主体としつつ、熱負荷の特に高い燃焼凹部１９ａ，２０ａ周りを冷却水で部分冷却することができ、これによりボア径が１００ｍｍφを超える大排気量の空冷式エンジンに必要なエンジン冷却性能を確保できる。

また上記冷却ジャケット５２を燃焼凹部１９ａ，２０ａの外周部にのみ形成したので、冷却水容量を６０ｃｃ程度に小さくすることができ、それだけラジエータ５４，メカニカルポンプ５３を小型化できるとともに軽量化できる。その結果、部分水冷システムを付加したことによるエンジンの大型化及び重量増加を抑制できるとともに、エンジン及び車体デザインの自由度を確保することができる。

本実施形態では、部分水冷システムを、エンジン１５により回転駆動されるメカニカルポンプ５３と、エンジン停止により該メカニカルポンプ５３が停止した時に冷却ジャケット５２の冷却水を所定時間循環させる電動ポンプ５５とを備えた構成としたので、少ない冷却水により高速回転高負荷運転域で必要な冷却性能を確保しつつ、エンジン停止時の冷却水の沸騰を防止できる。

ここで、エンジン運転時，停止時における冷却水の循環を全て電動ポンプ５５により行うことが考えられる。しかしこのようにした場合には、エンジンの高速回転高負荷運転域において必要な冷却水循環量を電動ポンプでまかなうことが必要となり、そのため電動モータも大きく，重くなる。

本実施形態における電動ポンプ５５の必要機能は、エンジン停止時に冷却ジャケット５２内の冷却水をある程度の時間循環させるだけでよく、小容量の小型ポンプで済む。また本実施形態では、電動ポンプ５５を補助的に用いるとともに、ラジエータ５４をバイパスするように構成にしたので、これがメイン経路の通水抵抗になることもない。また電動ポンプ側の通路は多くの流量を要求されないので、その通路径を小さく絞ることができ、通常運転時に冷却水が電動ポンプ側にバイパスすることはほとんどない。

なお、上記電動モータ３５をラジエータ５４を通るメイン経路の途中に直接又はバイパスさせて介在させることも可能である。

また本実施形態では、上記ラジエータ５４を、車体フレーム２の左右ダウンチューブ２ａの前側に、かつ該ラジエータ５４の上ヘッダ５４ａがシリンダブロック１８の下端付近に位置するように配置したので、エンジン１５への走行風がラジエータ５４によって遮蔽されるのを防止でき、空冷性能を確保できる。

なお、上記実施形態の冷却構造では、冷却ジャケット５２を、吸気，排気ポートの下側を通り燃焼凹部の外周部を囲むように形成した場合を例に説明したが、本発明では、図２１及び図２２に示すように、冷却ジャケット５２をシリンダヘッド１９の排気ポート１９ｅと下合面１９ｆとの間でかつ排気弁開口１９ｃに対応する部分のみに形成してもよく、このようにしたのが請求項３の発明である。なお、図中、図１１及び図１２と同一符号は同一又は相当部分を示す。

この場合には、熱負荷の最も高い排気ポート１９ｅ部分のみ冷却することによって冷却ジャケット５２の容量を３５ｃｃ程度とさらに小さくすることができ、エンジンの大型化を抑制できるとともに、デザインの自由度を確保できる。

また、図２１に示すように、上記シリンダヘッド１９の右側壁１９ｇの凹部を埋めるように肉厚部１９ｇ′を形成してもよい。これにより吸気側の熱が肉厚部１９ｇ′を介して冷却ジャケット５２に伝わり易くなり、冷却効率を高めることができる。

上記実施形態では、ラジエータ５４を車体フレーム２の前下端部に配置した場合を説明したが、本発明では、図２３に示すように、ラジエータ５４をシート７の下方に配置し、該ラジエータ５４の前側にオイルタンク８０，バッテリ５６を左右に並列配置し、後側に後輪９及びリヤフェンダ１３を配置し、さらに該ラジエータ５４の左右に車体フレーム２の左右のリヤアームブラケット２ｂ，２ｂを位置させてもよい。なお、図中、図１と同一符号は同一又は相当部分を示す。

このようにラジエータ５４をシート７の下方に配置し、該ラジエータ５４の前側をオイルタンク８０，バッテリ５６で、後側を後輪９，リヤフェンダ１３で左右をリヤアームブラケット２ｂ，２ｂで囲むようにしたので、ラジエータ５４を目立たない場所に配置できる。つまりラジエータ５４の存在を意識させない場所に配置でき、空冷エンジンとしての外観を向上できる。

また上記リヤフェンダ１３に内周面に沿ってダクト１３ａを形成し、該ダクト１３ａの上流口１３ｃをラジエータ５４のファン５７に向って開口させるとともに、下流口１３ｂを地面に向かって開口させ、ラジエータ５４の冷却ファン５７からの冷却風を上記ダクト１３ａを通って地面に排出するように構成してもよい。このようにした場合には、後輪９により撥ね上げられた撥水を上記ダクト１３ａから排出された冷却風により抑えることができ、リヤフェンダ１３内に泥水が付着するのを防止できる。

上記クランク軸２１は左右のクランクジャーナル２１ｃが上記クランクケース部１６ａの左右側壁に形成されたボス部１６ｃにより支持されている。このクランク軸２１の左側端部にはスタータギヤ８２を介在させて発電機８３が装着されており、右側端部にはクランクギヤ８５がキー嵌合により固定されている。

上記変速機構は、クランクケース１６のミッションケース部１６ｂ内に配設されており、入力ギヤ群８９を有するメイン軸８７と、該入力ギヤ群８９に噛合する出力ギヤ群９０を有するドライブ軸８８と、上記入力ギヤ群８９に係合する入力側シフトフォーク９１及び上記出力ギヤ群９０に係合する２つの出力側シフトフォーク９２，９２を案内支持するシフトドラム９３とをそれぞれ上記クランク軸２１と平行に配設して構成されている。上記入力側シフトフォーク９１及び各出力側シフトフォーク９２はそれぞれフォーク軸９１ａ，９２ａ，９２ｂにより軸方向に移動可能に支持されている。

足踏み式のシフトレバー９４（図８参照）を揺動操作することにより、シフトドラム９３が回動するとともに各シフトフォーク９１，９２が軸方向に移動して入力ギヤ群８９，出力ギヤ群９０の何れかのギヤをメイン軸８７，ドライブ軸８８に結合させ、その結果、最低速段から最高速段の間で切り換えが行われる。

上記ドライブ軸８８の左側端部はミッションケース部１６ｂから外方に突出しており、この突出したドライブ軸８８に装着された不図示の駆動スプロケットが駆動ベルト９３を介して上記後輪９の従動スプロケット９３ａに連結されて（図１参照）。

また上記メイン軸８７の右側端部にはクラッチ機構９５が配設されている。このクラッチ機構９５は、メイン軸８７に相対回転自在に装着されたアウタドラム９６と、該メイン軸８７に共に回転するよう結合されたインナドラム９７との間に多数のクラッチ板９８を配置した構造のものである。このクラッチ機構９５は、メイン軸８７の軸心に挿入されたプッシュロッド９９を油圧シリンダ部材１００の油圧ピストン１００ａにより進退させることによりメイン軸９７へのエンジン動力を伝達又は遮断するようになっている。

次に上記エンジン１５のバランサ構造を、主として図３，図４，図６，図７に基づいて説明する。

上記クランク軸２１の軸心を含む鉛直面Ｂの一側（前側）でかつ該軸心を含む水平面Ａの一側（上側）には第１バランサ軸１０５がクランク軸２１と平行に配設されている。また上記鉛直面Ｂの他側（後側）でかつ上記水平面Ａの他側（下側）には第２バランサ軸１０６がクランク軸２１と平行に配設されている。この第１，第２バランサ軸１０５，１０６にはウェイト１０５ａ，１０６ａが一体形成されており、各バランサ軸１０５，１０６は上記クランクケース部１６ａの左，右側壁に形成された各ボス部１６ｃにより軸受１０７，１０８を介して支持されている。

上記第１バランサ軸１０５の右側端部には第１バランサギヤ１０９が、また第２バランサ軸１０６の右側端部には第２バランサギヤ１１０がそれぞれキー嵌合により固着されている。該第１，第２バランサギヤ１０９，１１０は上記クランクギヤ８５に噛合しており、第１，第２バランサ軸１０５，１０６は上記クランク軸２１と同速でかつ逆回転する。

上記第２バランサ軸１０６の右側端部には延長部１０６ｂが形成されており、該延長部１０６ｂに上記第２バランサギヤ１１０に延長形成されたボス部１１０ａが嵌合している。このボス部１１０ａの第２バランサギヤ１１０外側にはこれと同径のカウンタギヤ１１１が相対回転可能に装着されており、該カウンタギヤ１１１には上記メイン軸８７に相対回転可能に装着された減速大ギヤ１１２が噛合している。

このようにして上記クランク軸２１の回転力を第２バランサ軸１０６を介してメイン軸８７に伝達する回転力伝達経路が構成されている。なお、１１１ａはカウンタギヤ１１１と減速大ギヤ１１２との間のバックラッシュを吸収するためのシザーズギヤである。このようにして上記延長部１０６ｂ，ひいては第２バランサ軸１０６がカウンタ軸として兼用されている。この減速大ギヤ１１２はゴムダンパ１１３を介在させて上記アウタドラム９６に結合されている。

上記第２バランサギヤ１１０のカウンタギヤ１１１の外側には皿ばね式トルクダンパ１１５が配設されている。このトルクダンパ１１５は、図７に示すように、上記回転力伝達経路における上記第２バランサ軸１０６の第２バランサギヤ１１０より下流側に配設されている。

上記トルクダンパ１１５はカウンタギヤ１１１の凹部１１１ａに係合する凸部１１６ａが形成されたリフタ１１６の外側に該リフタ１１６をカウンタギヤ１１１側に押圧付勢する一対の板ばね１１７を配設し、該板ばね１１７の外側にばね受け部材１１８を配設した構造となっている。

上記リフタ１１６及びばね受け部材１１８は、上記第２バランサギヤ１１０のボス部１１０ａに該第２バランサギヤ１１０と共に回転し、かつ軸方向に移動可能にスプライン嵌合されている。また上記ばね受け部材１１８はボス部１１０ａに嵌装されたコッタ１１９により軸方向外側への移動が規制されている。クランク軸２１にトルク変動が生じてカウンタギヤ１１１に過大トルクが伝達されると、リフタ１１６が板ばね１１７の付勢力に抗して軸方向外側に移動し、カウンタギヤ１１１とボス部１１０ａとの間に滑りが生じ、もってトルク変動が緩衝される。

この場合、上記トルクダンパ１１５はクランク軸２１の回転力伝達経路において上記第２バランサ軸１０６のバランサギヤ１１０より下流側に配置されているので、上述の滑りがバランサ軸１０６の位相角を変化させることはなく、バランサとしての機能を阻害することはない。

次に上記エンジン１５のクランク軸２１，第１，第２バランサ軸１０５，１０６，メイン軸８７，ドライブ軸８８，シフトドラム９３の各軸の配置位置関係を主として図３に基づいて説明する。

上記第１，第２バランサ軸１０５，１０６はそれぞれ上述のようにクランク軸２１の前側かつ上側，後側かつ下側に配置されている。

また上記メイン軸８７は第２バランサ軸１０６より後側かつ上側に配置されており、ドライブ軸８８はメイン軸８７の後下側で、かつ略上記水平面Ａ上に配置されている。そして上記シフトドラム９３は、第２バランサ軸１０６、メイン軸８７，ドライブ軸８８の各軸線で囲まれた領域にその軸線が位置するように配置されている。またシフトドラム９３は、メイン軸８７の前側で，かつ水平面Ａより下側に位置している。

このように本実施形態のバランサ構造によれば、クランク軸２１の軸心を通る鉛直面Ｂの前側に第１バランサ軸１０５を、後側に第２バランサ軸１０６をそれぞれ配設し、該第２バランサ軸１０６の延長部１０６ｂにクランク軸２１の回転をメイン軸８７に伝達するカウンタギヤ１１１を配設したので、第２バランサ軸１０６をカウンタ軸として兼用することができ、カウンタ軸を不要にできる分だけクランクケース１６の前後長さを短くすることができる。

本実施形態では、第２バランサ軸１０６に固定された第２バランサギヤ１１０より回転力伝達経路の下流側にカウンタギヤ１１１及び皿ばね式トルクダンパ１１５を配設したので、該トルクダンパ１１５の作動時に第２バランサ軸１０６の位相がずれるのを防止できる。

また、第２バランサ軸１０６を挟んでクランク軸２１の反対側にメイン軸８７を配置したので、バランサ軸１０６側のカウンタギヤ１１０とメイン軸８７側の減速大ギヤ１１２との噛合部分に比較的大きなスペースが形成され、このスペースを利用してシフトドラム９３を支障なく配置できる。

また上記第２バランサ軸１０６の後側かつ上側にメイン軸８７を配置し、該メイン軸８７と第２バランサ軸１０６との間，つまり該メイン軸８７の前側にシフトドラム９３を配置したので、従来の、メイン軸の後側にシフトドラムを配置する場合に比べてドライブ軸８８をクランク軸２１側に近づけて配置することができ、クランクケース１６の前後長さを短くできる。

本実施形態では、クランク軸２１の中心を通る水平面Ａの上側に第１バランサ軸１０５を、下側に第２バランサ軸１０６をそれぞれ配置したので、クランク軸２１を挟んだ第１，第２バランサ軸１０５，１０６の水平方向軸間距離を小さくすることができ、この点からもクランクケース１２の前後長さを短くできる。

次に上記エンジン１５の潤滑装置を、主として図１４〜図２０に基づいて説明する。

本実施形態の潤滑装置は、図２０に示すようにオイルタンク８０内の潤滑油をオイルフィードポンプ１２４ｃで変速機に供給する変速機潤滑系１２６とエンジンに供給するエンジン潤滑系１２７とを備えており、該エンジン潤滑系１２７はカム潤滑系１２７ａとシリンダ潤滑系１２７ｂとに分岐される。これらの各潤滑系において各被潤滑部を潤滑した潤滑油はクランクケース１６の底部のオイル溜まり部１６ｅに落下し、ここからオイルスカベンジポンプ１２４ａ，１２４ｂにより吸い上げられて上記オイルタンク８０に戻される。

上記変速機潤滑系１２６では、潤滑油はメイン軸から入力側ギヤ群，クラッチ機構に供給され、さらにミッションシャワーを介してドライブ軸，シフトフォークに供給され、この後，出力側ギヤ群に供給される。

上記カム潤滑系１２７ａでは、潤滑油は右側クランクジャーナルから左側の前，後カムジャーナル，前コンロッド大端部，油圧テンショナにそれぞれ分岐して供給され、左側の前カムジャーナルに供給された潤滑油は前油圧リフタ，右側の前カムジャーナルから前プッシュロッドを経て前ロッカアームに供給される。また左側の後カムジャーナルに供給された潤滑油は後油圧リフタ，右側の後カムジャーナルから後プッシュロッドを経て後ロッカアームに供給される。さらに前コンロッドに供給された潤滑油は前ピストンに供給される。

上記シリンダ潤滑系１２７ｂでは、潤滑油は左側クランクジャーナルから前，後シリンダヘッド，ＡＣＭコイル，後コンロッド大端部，スタータワンウェイにそれぞれ分岐して供給される。上記前，後シリンダヘッドに供給された潤滑油はそれぞれ前，後バルブステムエンドに供給され、後コンロッドに供給された潤滑油は後ピストンに供給される。そして各被潤滑部を潤滑した潤滑油は不図示の戻り通路等を介してクランクケース１６の底部に落下する。

上記クランクケース１６の後壁１６ｄの下端部にはオイルフィルタ１３０が着脱可能に取付けられている。このオイルフィルタ１３０は、フィルタ室１３０ａ内にオイルエレメント１３１を配設し、該オイルエレメント１３１によりフィルタ室１３０ａをオイル流入室１３０ｂとオイル流出室１３０ｃとに区分けした構造となっている。上記オイル流入室１３０ｂには上記後壁１６ｄに形成された流入通路１６ｆが連通しており、上記オイル流出室１３０ｃには上記後壁１６ｄに形成された流出通路１６ｇが連通している。

上記後壁１６ｄの流出通路１６ｇにはメインギャラリ１２８が連通接続されている。このメインギャラリ１２８は左，右のクランクジャーナル２１ｃ，２１ｃに連通している。また上記クランクケース１６にはメインギャラリ１２８の上流端に連通するミッション通路１２９が形成されており、該ミッション通路１２９はメイン軸８７の右側端部を支持するボス部８７ａに連通している。

上記クランクケース１６内のシフトドラム９３の下方に上記オイルスカベンジポンプ１２４ａ，１２４ｂ及びオイルフィードポンプ１２４ｃとして機能するオイルポンプ１２５が配設されている。このオイルポンプ１２５は、クランクケース１６の右側壁１６ｈの内側に取付け固定されたハウジング１２５ａと、該ハウジング１２５ａ内に回転自在に挿入され，クランク軸２１と平行に配置されたポンプ軸１２５ｂとを有しており、該ポンプ軸１２５ｂのハウジング１２５ａから突出した左側端部にはポンプギヤ１３３が装着されている。このポンプギヤ１３３は、図６に示すように、第２バランサ軸１０６の左端部に装着された駆動ギヤ１３４に中間ギヤ１３５を介して噛合しており、これによりクランク軸２１の回転によりポンプ軸１２５ｂが回転するようになっている。

図１６に示すように、上記ハウジンク１２５ａ内のポンプ軸１２５ｂ回りにはオイルスカベンジポンプ１２４ａ，１２４ｂとして機能する第１，第２ポンプ室１３６ａ，１３６ｂ、オイルフィードポンプ１２４ｃとして機能する第３ポンプ室１３６ｃがそれぞれ区分けして形成されている。該各ポンプ室１３６ａ〜１３６ｃには上記ポンプ軸１２５ｂに装着された第１，第２，第３ロータ１３７ａ，１３７ｂ，１３７ｃが配設されている。

上記ハウジング１２５ａの第３ポンプ室１３６ｃの上流側には吸込通路１３８ａが、下流側には吐出通路１３８ｂが形成されている。この吸込通路１３８ａには上記オイルタンク８０に接続されたオイル給油管１３２の下流端が接続されている。また上記吐出通路１３８ｂには潤滑油の逆流を防止するチェック弁１３９を介在させて上記オイルフィルタ１３０のオイル流入室１３０ｂが連通接続されている。

上記ハウジング１２５ａの第１，第２ポンプ室１３６ａ，１３６ｂの上流側にはそれぞれ独立した第１，第２回収通路１４０ａ，１４０ｂが形成されており、下流側には合流通路１４０ｃが形成されている。この合流通路１４０ｃにはオイル戻し管１４１が接続されており、該オイル戻し管１４１の下流端は上記オイルタンク８０に接続されている。

上記クランクケース１６の底部には略平坦なオイル溜まり部１６ｅが形成されている。また上記クランクケース１６内には上記クランクウェブ２１ｂの回転軌跡の下部を囲む円弧状の仕切り壁１６ｉが形成されており、該仕切り壁１６ｉの前端部には全幅に渡る長さの切欠き部１６ｊが形成されている。上記仕切り壁１６ｉはクランク軸２１の回転移動によりオイル溜まり部１６ｅ内の潤滑油が撹拌されるのを防止するためのものである。また切り欠き部１６ｊはクランク軸２１に撥ね上げられた潤滑油をオイル溜まり部１６ｅ内に戻すための開口である。

ここで上述の仕切り壁１６ｉが円弧状に形成されており、これのクランク軸下方部位が該クランクケース１６の底面に近接していることから、本実施形態の上記オイル溜まり部１６ｅは、実質的にクランク軸２１の軸心を含む鉛直面Ｂを挟んでこれより前側部分１６ｅ′と後側部分１６ｅ′′とに画成されていると見ることができる。

そして上記オイル溜まり部１６ｅのクランク軸２１を挟んだ前側部分１６ｅ′及び後側部分１６ｅ′′にはそれぞれ前側，後側吸込口１４２，１４３が設けられている。ここでオイル溜まり部１６ｅの前側部分１６ｅ′及び後側部分１６ｅ′′は、クランク軸２１の回転やピストンの往復移動に伴う圧力変動により潤滑油が押し流されて滞留し易い部分となっており、このような部分に上記前，後側吸込口１４２，１４３が配置されている。

上記後側吸込口１４３は、上記オイルポンプ１２５の第１回収通路１４０ａに一体に連通接続されており、クランクケース底面に近接するよう下向きに拡開している。またこの後側吸込口１４３には平板上の後ストレーナ１４３ａが配設されている。

上記前側吸込口１４２はクランクケース１６の右側壁１６ｈの仕切り壁１６ｉの下側に形成されている。この前側吸込口１４２には円筒状の前ストレーナ１４４が挿入されており、該前ストレーナ１４４には吸引管１４５が接続されている。この吸引管１４５は右側壁１６ｈの外側に前後方向に延びるよう配設され、該吸引管１４５の下流端は上記オイルポンプ１２５の第２回収通路１４０ｂに連通接続されている。なお、上記吸引管１４５は、図１７に示すように、クランク軸２１のクランクウェブ２１ｂより下側で、かつ該クランクウェブ２１ｂからクランク軸方向に偏位した部位に配置されている。

次に本実施形態の作用効果について説明する。

本実施形態の潤滑装置によれば、オイル溜まり部１６ｅのクランク軸２１を挟んだ前側部分１６ｅ′，後側部分１６ｅ′′にそれぞれ吸込口１４２，１４３を配置したので、クランク軸２１の回転に伴う圧力変動等でで潤滑油がオイル溜まり部１６ｅの前側，後側に分散しても滞留させることなく確実に回収することができる。その結果、クランクケース１６の底部を上げることが可能となり、その分だけエンジン高を抑制でき、さらには排気量を例えば１０００ｃｃ以上と大きくする場合の潤滑油の滞留の問題を解消できる。

本実施形態では、各吸込口１４２，１４３をオイル溜まり部１６ｅの前側部分１６ｅ′，後側部分１６ｅ′′に配置したので、潤滑油が最も滞留し易い箇所に各吸込口１４２，１４３を配置したこととなり、潤滑油の回収効率を高めることができる。

本実施形態では、オイルポンプ１２５のポンプ軸１２５ｂに各吸込口１４２，１４３から潤滑油を吸い上げる第１，第２ロータ１３７ａ，１３７ｂを装着するとともに、オイルタンク８０の潤滑油を吐出する第３ロータ１３７ｃを装着したので、クランクケース１６内にオイルポンプ１２５を１つ配置するだけで２つのスカベンジポンプ１２４ａ，１２４ｂ、１つのオイルフィードポンプ１２４ｃとして機能させることができ、潤滑系の大型化を防止できる。

なお、上記実施形態では、オイルタンク８０をシート下方に配置した場合を例に説明したが、本発明では、図２４に示すように、オイルタンク８０をヘッドパイプ（不図示）の後側で、かつガセット２ｃと燃料タンク９とで囲まれた空間に配置してもよい。なお、この場合には、オイルポンプ１２５はクランクケース底部の前端に配置すればよい。

このようにした場合には、車体フレーム２の前部の空きスペースを有効利用してオイルタンク８０を配置できるとともに、該オイルタンク８０とオイルポンプ１２５との配管距離を上記シート下方に配置する場合に比べて短くすることができ、潤滑経路を簡素化できる。

本発明の一実施形態によるエンジンが搭載された自動二輪車の左側面図である。上記自動二輪車の右側面図である。上記エンジンの断面右側面図である。上記エンジンの断面右側面図である。上記エンジンの断面背面図である。上記エンジンの断面平面図である。上記エンジンの動力伝達部の断面平面図である。上記エンジンの部分水冷システムの全体図である。上記部分水冷システムのウォータポンプ部分の断面側面図である。図９のX-X 線断面図である。上記エンジンのシリンダヘッドの底面図である。図１１のXII-XII 線断面図である。上記部分水冷システムのブロック図である。上記エンジンの潤滑系統を示す断面左側面図である。上記エンジンのオイルポンプの周りの右側面図である。図１５のXVI ａ-XVIａ線及びXVI ｂ-XVIｂ線断面図である。上記エンジンのクランクケースのオイル溜まり部分の断面図（図３のXVII-XVII 線断面図）である。上記エンジンの変速機の潤滑経路の断面図である。上記エンジンの潤滑経路の断面図である。上記エンジンの潤滑油経路を示す系統図である。本発明の他の実施形態によるシリンダヘッドの底面図である。図２１のXXII-XXII 線断面図である。本発明の他の実施形態によるラジエータの配置構造を示す図である。本発明の他の実施形態によるオイルタンクの配置構造を示す図である。

符号の説明

１５エンジン
２１クランク軸
８５クランクギヤ
８７メイン軸
８８ドライブ軸
９３シフトドラム
１０５第１バランサ軸
１０６第２バランサ軸
１０９第２バランサギヤ
１１０第２バランサギヤ
１１１カウンタギヤ
１１５皿ばね式トルクダンパ
Ａ水平面

Claims

クランク軸と平行に配設された第１，第２バランサ軸の各バランサギヤをクランク軸のクランクギヤで回転駆動するようにしたエンジンのバランサ構造において、上記クランク軸の軸心を含む鉛直面を挟んだ一側に上記第１バランサ軸が、他側に第２バランサ軸がそれぞれ配設され、該第２バランサ軸に、上記クランク軸の回転を変速機構のメイン軸に伝達するカウンタギヤが配設されていることを特徴とするエンジンのバランサ構造。
請求項１において、上記クランク軸からの大トルクが上記メイン軸に直接伝達されるのを防止するトルクダンパが、クランク軸の駆動力をメイン軸に伝達する駆動力伝達経路における上記第２バランサ軸のバランサギヤよりも下流側に配設されていることを特徴とするエンジンのバランサ構造。
請求項１又は２において、上記第２バランサ軸を挟んで上記クランク軸の反対側に上記メイン軸が配設されており、該メイン軸と上記第２バランサ軸との間にシフトドラムが配設されていることを特徴とするエンジンのバランサ構造。
請求項１又は２において、上記クランク軸の軸心を含む水平面を挟んで一側に上記第１バランサ軸が、他側に上記第２バランサ軸がそれぞれ配置されていることを特徴とするエンジンのバランサ構造。
請求項１又は２において、上記エンジンは、前，後気筒をＶバンクをなすように配置してなり、上記クランク軸が車幅方向に向くように車体に搭載されるＶ型２気筒エンジンであり、上記第１バランサ軸は、上記クランク軸の軸心を含む鉛直面より前側でかつ該軸心を含む水平面より上側に配置され、上記第２バランサ軸は、上記鉛直面より後側でかつ上記水平面より下側に配置されており、上記第２バランサ軸の後方でかつ上記水平面付近に変速機構のドライブ軸が配置され、該水平面より上側でかつ上記ドライブ軸と第２バランサ軸との間に上記メイン軸が配置され、シフトドラムは、これの軸心が上記メイン軸，上記ドライブ軸，及び上記第２バランサ軸のそれぞれの軸心で囲まれた領域に位置するように配設されていることを特徴とするエンジンのバランサ構造。