JP4587371B2 - 並列多気筒４サイクルエンジン及び鞍乗型車両 - Google Patents

Description

この発明は、一次慣性による偶力を消去するバランサ軸を備える並列多気筒４サイクルエンジン及び並列多気筒４サイクルエンジンを搭載する鞍乗型車両に関する。

従来より、自動二輪車等においては、振動の振幅、Ｓ／Ｎ比および周波数の点でエンジンの燃焼圧を身体で感じ、加速フィーリングが向上し運転感覚が良好な２プレーンクランク型エンジンが提案されている（例えば、特許文献１，２）。
特公平７−７６５７７号公報（第１頁〜第１５頁、図１〜図１３） 特開平９−２５０５９７号公報（第１頁〜第６頁、図１〜図６）

この特許文献１は、クランク軸とメイン軸が平行に配置され、両軸上に設けた歯車を介してクランク軸の回転がメイン軸に伝達され、バランサ軸も別の歯車を介してクランク軸の回転が伝達される構成であり、複数の回転伝達部をクランク軸上に形成していたり、メイン軸とはなれたところにバランサ軸を設けているため、エンジン全体をコンパクトにするのが困難であった。また、特許文献２は、エンジンの中でも最も幅が広いクランク軸の側方にバランサ軸が設けられており、エンジン全体をコンパクトにできない等の問題があった。

この発明は、かかる点に鑑みてなされたもので、運転感覚が非常に良好で、しかもコンパクトな並列多気筒４サイクルエンジン及び鞍乗型車両を提供することを目的としている。

前記課題を解決し、かつ目的を達成するために、この発明は、以下のように構成した。

請求項１に記載の発明は、気筒毎に設けられるコンロッドを支持するクランクピンと、このクランクピンを支持するクランクウェブと、駆動歯車とを有するクランク軸と、
前記クランク軸に平行に配置され、前記駆動歯車と噛合する被動歯車と、バランスウエイトとを有して一次慣性による偶力を消去するバランサ軸とを備える並列多気筒４サイクルエンジンであって、
前記バランサ軸の長さを、前記クランク軸上の両端の前記クランクウェブの間隔より小さくし、 前記バランサ軸をクランク軸方向一側に偏位させて配置するとともに、前記バランスウエイトは、クランクピンを支持する両側のクランクウェブの間に対応させて配置し、
前記バランスウエイトの回転軌跡と前記クランクウェブの回転軌跡とがクランク軸方向視で重なるように配置した
ことを特徴とする並列多気筒４サイクルエンジンである。

請求項２に記載の発明は、気筒毎に設けられるコンロッドを支持するクランクピンと、このクランクピンを支持するクランクウェブとを有するクランク軸と、
軸受を介して前記クランク軸に平行に支持され、バランスウエイトを有して一次慣性による偶力を消去するバランサ軸とを備える並列多気筒４サイクルエンジンであって、
前記バランサ軸は、複数のバランスウエイトを有し、
前記バランサウエイトの回転軌跡の径は、前記バランサ軸の前記軸受に対応する部分の径より大きく形成され、
一方端の前記バランスウエイトを一方端の気筒のクランクウェブに対応する位置に設け、他方端の前記バランスウエイトを他方端の気筒の隣の気筒のクランクウェブに対応する位置に配置するとともに、
前記バランスウエイトの回転軌跡と前記クランクウェブの回転軌跡とがクランク軸方向視で重なるように配置した
ことを特徴とする並列多気筒４サイクルエンジンである。

請求項３に記載の発明は、前記バランサ軸のバランスウエイトの間の中間部に、前記クランク軸から取り出した動力を入力する動力入力部を設けたことを特徴とする請求項２に記載の並列多気筒４サイクルエンジンである。

請求項４に記載の発明は、前記バランサ軸の偏位させた側と反対側の端部に、バランサ軸からの動力を外部に伝達する動力伝達部を設けたことを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載の並列多気筒４サイクルエンジンである。

請求項５に記載の発明は、前記バランサ軸の軸受を、前記クランク軸の軸受に対応して配置したことを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれか１項に記載の並列多気筒４サイクルエンジンである。

請求項６に記載の発明は、前記バランサ軸の軸受を、前記バランスウエイトと前記動力入力部の間に配置したことを特徴とする請求項５に記載の並列多気筒４サイクルエンジンである。

請求項７に記載の発明は、前記バランサ軸の軸受を、前記動力入力部の両側に配置したことを特徴とする請求項５に記載の並列多気筒４サイクルエンジンである。

請求項８に記載の発明は、請求項１乃至請求項７のいずれか１項に記載の並列多気筒４サイクルエンジンを搭載することを特徴とする鞍乗型車両である。

前記構成により、この発明は、以下のような効果を有する。

請求項１に記載の発明によれば、バランサ軸の長さをクランク軸上の両端のクランクウェブの間隔より小さくし、クランク軸方向一側に偏位させて配置したことで、クランク軸に隣接したバランサ軸の隣に空間が確保できる。この空間に動力伝達部やクラッチなどを配置することで、運転感覚が非常に良好でありながら、エンジン全体をコンパクトにできる。また、バランスウエイトの回転軌跡とクランクウェブの回転軌跡とがクランク軸方向視で重なるように配置したことで、エンジン全体をコンパクトにできる。

請求項２に記載の発明によれば、バランサ軸の一方端のバランスウエイトを一方端の気筒のクランクウェブに対応する位置に設け、他方端のバランスウエイトを他方端の気筒の隣の気筒のクランクウェブに対応する位置に配置したことで、他方端の気筒に対応したバランサ軸の隣に空間が確保できる。この空間に動力伝達部やクラッチなどを配置することで、運転感覚が非常に良好でありながら、エンジン全体をコンパクトにできる。また、バランスウエイトの回転軌跡とクランクウェブの回転軌跡とがクランク軸方向視で重なるように配置したことで、エンジン全体をコンパクトにできる。

請求項３に記載の発明によれば、バランサ軸のバランスウエイトの間の中間部に、クランク軸から取り出した動力を入力する動力入力部を設けたから、バランサ軸やクランク軸を長くすることなく動力を取り出して入力することができる。

請求項４に記載の発明によれば、バランサ軸の偏位させた側と反対側の端部に、バランサ軸からの動力を外部に伝達する動力伝達部を設けたから、空間に動力伝達部を配置することでエンジン全体をコンパクトにできる。

請求項５に記載の発明によれば、バランサ軸の軸受を、クランク軸の軸受に対応して配置したから、軸受支持部が共用できる。

請求項６に記載の発明によれば、バランサ軸の軸受を、バランスウエイトと動力取出部の間に配置し、バランサ軸を確実に支持できる。

請求項７に記載の発明によれば、バランサ軸の軸受を、動力取出部の両側に配置し、バランサ軸を確実に支持できる。

請求項８に記載の発明によれば、請求項１乃至請求項７のいずれか１項に記載の並列多気筒エンジンを搭載し、運転感覚が非常に良好でありながら、エンジン全体をコンパクトにできる鞍乗型車両である。

以下、この発明の並列多気筒４サイクルエンジン及び鞍乗型車の実施の形態について説明する。この発明の実施の形態は、発明の最も好ましい形態を示すものであり、この発明はこれに限定されない。この実施の形態では、鞍乗型車として自動二輪車を示すが、自動三輪車、あるいはバギー車等にも同様に適用できる。また、並列多気筒４サイクルエンジンとして、４気筒４サイクルエンジンを示すが、２気筒、３気筒、５気筒あるいは６気筒等の４サイクルエンジンにも同様に適用できる。

図１は自動二輪車の側面図、図２は並列多気筒４サイクルエンジンの断面図、図３はクランク軸、バランサ軸、メイン軸の配置を示す断面図、図４はクランク軸とバランサ軸の配置を示す断面図、図５は動弁駆動力伝達機構を示す側面図、図６は動弁機構のカム軸部を示す側面図、図７はクランク軸とバランサ軸の配置を示す側面図、図８は動弁機構のカム軸をカム軸方向から見た図である。

この実施の形態の自動二輪車は、図１に示すように、エンジン１が自動二輪車の車体フレーム２に搭載されている。車体フレーム２の前側にはフロントフォーク１０が旋回可能に設けられ、フロントフォーク１０には前輪１１が支持されている。車体フレーム２の後側にはリヤアーム１２がリンク機構４及びリヤクッション５により上下に揺動可能に軸支され、リヤアーム１２には後輪１３が支持されている。

エンジン１は、４個の気筒３ａ〜３ｄを備えた４サイクルエンジンであり、これらの気筒３ａ〜３ｄは、それぞれ前方へ傾斜して車両の進行方向と直交するように、直列に配置されている。それぞれの気筒３ａ〜３ｄの前側には排気管６が接続され、排気管６はエンジン１の前側及び下側を通って車体後方に延びている。また、気筒３ａ〜３ｄの後側には吸気管７が接続され、この吸気管７にはエアクリーナ８が接続されている。エンジン１の４個の気筒３ａ〜３ｄには、それぞれ燃料噴射装置９が備えられている。

次に、このエンジン１は、図２乃至図８に示すように、上下２分割のクランクケース１９上にシリンダボディ２０及びシリンダヘッド２１を積層し、シリンダヘッド２１の上面にヘッドカバー５０を被せた構造のものである。クランクケース１９の下部にはオイルパン５２が設けられている。

各気筒３ａ〜３ｄは、図２及び図３に示すように、上ケース１７と下ケース１８とからなるクランクケース１９上に載置されたシリンダボディ２０及びシリンダヘッド２１で構成される。各気筒３ａ〜３ｄのシリンダ孔３ａ１〜３ｄ１には、ピストン２２ａ〜２２ｄが摺動自在に嵌合されている。このピストン２２ａ〜２２ｄの頭部とシリンダヘッド２１の凹部２１ａ〜２１ｄとの間に燃焼室８０ａ〜８０ｄが形成されている。

この燃焼室８０ａ〜８０ｄには、それぞれ３つの吸気弁開口８１ｂ，８１ａ，８１ｂと、２つの排気弁開口８２ａ，８２ａが開口している。左，右，及び中央の吸気弁開口８１ｂ，８１ｂ，及び８１ａは三股状の吸気通路８１ｃでシリンダヘッド２１の後壁に導出され、左，右の排気弁開口８２ａ，８２ａは二股状の排気通路８２ｂでシリンダヘッド２１の前壁に導出されている。

左，右吸気弁開口８１ｂ，中央吸気弁開口８１ａには左，右吸気弁８３，中央吸気弁８４が、また排気弁開口８２ａには排気弁８５がそれぞれ配設されている。各弁８３〜８５は所定の挟み角度をなすように上方に延びており、その上端に固着されたリテーナ８６ａ１，８６ａ２とばね座８６ｂ１，８６ｂ２との間に介設された弁ばね８６ｃ１，８６ｃ２によって閉方向に付勢されている。各吸気弁８３，８４，８３の上部には吸気リフタ８７ａ１が装着されており、この吸気リフタ８７ａ１は吸気側カム軸８８ａのカム８８ａ１，８８ａ１，８８ａ１に当接している。各排気弁８５，８５の上部には排気リフタ８７ｂ１が装着されており、この排気リフタ８７ｂ１は排気側カム軸８８ｂのカム８８ｂ１，８８ｂ１に当接している。

この実施の形態では、エンジン１がＯＨＣエンジンであり、動弁機構Ｇが吸気側カム軸８８ａと排気側カム軸８８ｂとを有し、この吸気側カム軸８８ａと排気側カム軸８８ｂの回転によって吸気と排気を行なう構成である。この吸気側カム軸８８ａと排気側カム軸８８ｂはクランク軸２４と平行に配置され、シリンダヘッド２１の軸受部に回動可能に支持されている。この実施の形態の動弁機構Ｇは、吸気側カム軸８８ａを吸気弁８３，８４の上方に寄せて配置し、吸気側カム軸８８ａの回転によってカム８８ａ１，８８ａ１，８８ａ１が吸気弁８３，８４，８３を吸気リフタ８７ａ１を介して駆動する。同様に、排気側カム軸８８ｂを排気弁８５，８５の上方に寄せて配置し、排気側カム軸８８ｂの回転によってカム８８ｂ１，８８ｂ１が排気弁８５，８５を排気リフタ８７ｂ１を介して駆動する。動弁機構Ｇは、吸気弁８３，８４，８３及び排気弁８５，８５の駆動をロッカアームなどによって行なうものでもよい。

各気筒３ａ〜３ｄのシリンダ孔３ａ１〜３ｄ１には、ピストン２２ａ〜２２ｄが摺動自在に嵌合されている。各ピストン２２ａ〜２２ｄはコンロッド２３ａ〜２３ｄを介してクランク軸２４のクランクピン２５ａ〜２５ｄに連結されている。クランクピン２５ａ〜２５ｄはそれぞれの気筒３ａ〜３ｄに対応するクランク軸２４の一対のクランクウェブ２６ａ〜２６ｄ間に架設されている。クランク軸２４はクランクケース１９の５箇所の軸受支持部１９ａ１〜１９ｅ１にそれぞれ軸受２７ａ〜２７ｅを介して回動自在に支持されている。

クランクケース１９内には、バランサ軸３２がクランク軸２４と平行に配置されている。バランサ軸３２はクランクケース１９の４箇所の軸受支持部１９ａ〜１９ｄにそれぞれの軸受２８ａ〜２８ｄを介して回動自在に支持されている。バランサ軸３２の軸受２８ａ〜２８ｄは、クランク軸２４の軸受２７ａ〜２７ｄに対応して配置され、クランクケース１９の４箇所の軸受支持部１９ａ〜１９ｄを共用できる。

このバランサ軸３２の中央部に設けた被動歯車３３は、クランク軸２４の中央部に設けた駆動歯車３４と噛合している。被動歯車３３と駆動歯車３４とは同じ径にされ、クランク軸２４とバランサ軸３２とが同じ回転速度で互いに反対の方向に回転するようになっている。バランサ軸３２の両端よりの部分にバランスウエイト３５、３６が被動歯車３３の両側にそれぞれ設けられている。

また、この実施の形態では、図３及び図４に示すように、バランサ軸３２のバランスウエイト３５，３６の間の中間部に、クランク軸２４から動力を取り出して入力する動力入力部Ｃを設け、この動力入力部Ｃは、駆動歯車３４と噛み合う被動歯車３３で構成される。駆動歯車３４は、クランクウェブ２６ｂに一体に形成され、被動歯車３３は、バランサ軸３２に圧入して設けられ、バランサ軸３２やクランク軸２４を長くすることなく動力を取り出すことができる。バランサ軸３２の軸受２８ｂを、バランスウエイト３５と動力入力部Ｃの間に配置し、軸受２８ｃを、バランスウエイト３６と動力入力部Ｃの間に配置しており、バランサ軸３２を確実に支持できる。また、バランサ軸３２の軸受２８ｂ，２８ｃを、動力入力部Ｃの両側に配置しており、バランサ軸３２を確実に支持できる。

バランサ軸３２は、図２及び図８に示すように、バランサ軸３２の一方のバランスウエイト３５を気筒３ａのクランクピン２５ａの両側のクランクウェブ２６ａ、２６ａ間に対応させて配置している。バランサ軸３２の他方のバランスウエイト３６を気筒３ｄのクランクピン２５ｃの両側のクランクウェブ２６ｃ、２６ｃ間に対応させて配し、バランスウエイト３５、３６の半径方向の先端部分がクランクウェブ２６ａ、２６ａ及びクランクウェブ２６ｃ、２６ｃの外周部より内側の部分間を通過して回転するようになっている。このように、バランサ軸３２は、バランサ軸３２上に設けられたバランスウエイト３５、３６の回転軌跡ＬＯ１とクランクウェブ２６ａ、２６ａ及びクランクウェブ２６ｃ、２６ｃの回転軌跡ＬＯ２がクランク軸方向視で重なるように支持しており、これによりバランサ軸３２とクランク軸２４との軸間距離を短縮でき、エンジン全体をコンパクトにできる。

この実施の形態では、図２及び図３に示すように、バランサ軸３２から動弁機構Ｇへ動力を伝達する動弁駆動力伝達機構Ｈが備えられ、この動弁駆動力伝達機構Ｈによってバランサ軸３２と連動して動弁機構Ｇの吸気側カム軸８８ａと排気側カム軸８８ｂを回転して所定のタイミングで吸気と排気を行なう。

この動弁駆動力伝達機構Ｈの動力入側Ｈ１は、バランサ軸３２上のバランスウエイト３５，３６の間に配置されるカム駆動ギヤ７０により構成される。このカム駆動ギヤ７０は被動歯車３３より小径であり、バランサ軸３２上で減速する減速機構Ｊを有している。この減速機構Ｊは、被動歯車３３より小径であるカム駆動ギヤ７０で構成される。この動弁駆動力伝達機構Ｈの動力出側Ｈ２は、動弁機構Ｇの吸気側カム軸８８ａと排気側カム軸８８ｂで構成されるカム軸上に配置されている吸気側被動歯車７１と排気側被動歯車７２により構成される。吸気側被動歯車７１と排気側被動歯車７２が噛み合い連動して回転する。

この動弁駆動力伝達機構Ｈは、動力入側Ｈ１と動力出側Ｈ２との間に中間ギヤ群Ｈ３を有する。中間ギヤ群Ｈ３は、第１歯車７３、第２歯車７４、第３歯車７５、第４歯車７６からなり、これらは噛み合い連動して回転する。第１歯車７３は回転軸９０上に形成され、回転軸９０は軸受９１ａにより回動可能に軸支されている。第２歯車７４及び第３歯車７５は回転軸９２上に形成され、回転軸９２は軸受９３ａにより回動可能に軸支されている。第４歯車７６は歯車ケース９４に回転可能に支持されている。第１歯車７３がカム駆動ギヤ７０と噛み合い、第４歯車７６が吸気側被動歯車７１と噛み合っており、バランサ軸３２の動力がカム駆動ギヤ７０から第１歯車７３、第２歯車７４、第３歯車７５、第４歯車７６に伝達され、さらに動弁機構Ｇの吸気側被動歯車７１と排気側被動歯車７２に伝達され、吸気側カム軸８８ａと排気側カム軸８８ｂを回転する。この実施の形態では、動弁駆動力伝達機構Ｈを歯車群で構成しているが、チェーン、ベルト等で構成してもよい。

このように、バランサ軸３２から動弁機構Ｇへ動力を伝達する動弁駆動力伝達機構Ｈを備え、動弁機構Ｇへ動力の取り出しをクランク軸２４からは行なわないことで、安定した動弁駆動力伝達機構Ｈの駆動を確保しながら、しかも運転感覚が非常に良好なエンジンをコンパクトにできる。

また、動弁駆動力伝達機構Ｈの動力入側Ｈ１を、バランサ軸３２上のバランスウエイト３５，３６の間に配置したことで、バランサ軸３２のよじれを軽減できて回転変動が小さく、より安定した動弁駆動力伝達機構Ｈの駆動を確保することができる。

また、バランサ軸３２上に、クランク軸２４からの動力を入力する動力入力部Ｃを備え、この動力入力部Ｃの近傍に、動弁駆動力伝達機構Ｈの動力入側Ｈ１のカム駆動ギヤ７０を配置したことで、バランサ軸３２のよじれを軽減できて回転変動が小さく、より安定した動弁駆動力伝達機構Ｈの駆動を確保することができる。また、この動力入力部Ｃを、複数のバランスウエイト３５，３６の間に配置したことで、バランサ軸３２のよじれを軽減できて回転変動が小さく、より安定した動弁駆動力伝達機構Ｈの駆動を確保することができる。また、動力入力部Ｃは、クランク軸２４の中央から取り出した動力を入力することで、クランク軸２４のよじれを軽減できて回転変動が小さくすることができる。

さらに、動弁駆動力伝達機構Ｈを、図２に示すように、シリンダ軸方向視でシリンダ孔３ａ１〜３ｄ１の外側に配置することで、図５に示すように、シリンダ孔３ａ１〜３ｄ１の間隔Ｗ１を詰めることができ、クランク軸方向に短縮してエンジンをコンパクトにできる。

また、動弁駆動力伝達機構Ｈの動力出側Ｈ２は、図６に示すように、吸気側カム軸８８ａにフランジ部８８ａ２を形成し、このフランジ部８８ａ２に吸気側被動歯車７１がボルト８８ａ３によって締付固定されている。排気側カム軸８８ｂにフランジ部８８ｂ２を形成し、このフランジ部８８ｂ２に排気側被動歯車７２にボルト８８ｂ３によって締付固定されている。このように吸気側被動歯車７１と排気側被動歯車７２を、特別な部材を用いることなく動弁機構Ｇのカム軸上に配置することで、カム軸方向に短縮してエンジンをコンパクトにできる。

この実施の形態では、バランサ軸３２にバランスウエイト３５，３６を、バランサ軸３２の中心に対して非対称に設けている。一次慣性による偶力を消去するバランサの場合、クランク中心に対して非対称に配置することができるので、動弁駆動力伝達機構Ｈの位置を自由に配置しても、バランサ機能が損なわれることはない。

各気筒３ａ〜３ｄのクランクウェブは、各々一対のクランクウェブ２６ａ〜２６ｄを有しており、第１気筒３ａの一対のクランクウェブ２６ａの往復質量と回転質量の比率は互いに異なり、第２気筒３ｂの一対のクランクウェブ２６ｂの往復質量と回転質量の比率も互いに異なるが、第１気筒３ａと第２気筒３ｂの往復質量と回転質量の比率は等しくなるように形成し、動弁駆動力伝達機構Ｈが設けられていても、バランサ機能を落とさずにエンジンをコンパクトにできる。

このように、バランサ軸３２から動弁機構Ｇへ動力を伝達する動弁駆動力伝達機構Ｈを備え、動弁機構Ｇへ動力の取り出しをクランク軸２４からは行なわないことで、安定した動弁駆動力伝達機構Ｈの駆動を確保しながら、しかも運転感覚が非常に良好なエンジンをコンパクトにできる。

また、この実施の形態では、図３及び図４に示すように、バランサ軸３２の長さＬ１をクランク軸２４上の両端のクランクウェブ２６ａ，２６ｄの間隔Ｌ２より小さくし、クランク軸方向一側に偏位させて配置しており、このバランサ軸３２の配置によってクランク軸２４に隣接したバランサ軸３２の隣に空間Ｋが確保できる。また、バランサ軸３２の一方端のバランスウエイト３５を一方端の気筒３ａのクランクウェブ２６ａに対応する位置に設け、他方端のバランスウエイト３６を他方端の気筒３ｄの隣の気筒３ｃのクランクウェブ２６ｃに対応する位置に配置したことで、他方端の気筒３ｄに対応したバランサ軸３２の隣に空間Ｋが確保できる。バランサ軸３２の偏位させた側３２ａと反対側３２ｂの端部に動力伝達部Ｄを設けている。この動力伝達部Ｄは、バランサ軸３２の端部に一体に形成した出力ギヤ３８で構成している。

また、クランクケース１９には、シフト機構４３とクラッチ機構４４が設けられ、このシフト機構４３とクラッチ機構４４の構成を、図３に基づいて説明する。バランサ軸３２の出力ギヤ３８は、多板式のクラッチ機構４４を介してメイン軸４１に連結される。メイン軸４１には、多段の変速ギヤ４９が装着され、この各変速ギヤ４９は、これに対応してドライブ軸４２上に装着した変速ギヤ４２０に噛合っている。これらの変速ギヤ４９と変速ギヤ４２０は、選択された変速ギヤ以外は、いずれか一方又は両方がメイン軸４１またはドライブ軸４２に対し遊転状態で装着される。したがって、メイン軸４１からドライブ軸４２への回転伝達は選択された一対の変速ギヤのみを介して行なわれる。ドライブ軸４２から後輪駆動用チェーン１３ａを介して後輪１３に伝達される。

変速ギヤ４９と変速ギヤ４２０を選択して変速比を変えるシフト動作はシフト入力軸であるシフトカム４２１により行なわれる。シフトカム４２１は、複数のカム溝４２１ａを有し、各カム溝４２１ａにシフトフォーク４２２が装着される。各シフトフォーク４２２は、それぞれメイン軸４１およびドライブ軸４２の所定の変速ギヤ４９と変速ギヤ４２０に係合している。シフトカム４２１の回転により、シフトフォーク４２２がカム溝４２１ａにしたがって各軸方向に移動し、シフトカム４２１の回転角度に応じた位置の一対の変速ギヤ４９と変速ギヤ４２０のみがメイン軸４１およびドライブ軸４２に対し両方ともスプラインによる固定状態となってこれらにより回転伝達が行なわれ変速ギヤ位置が定まる。

このシフト機構４３は、シフトアクチュエータ６１の駆動によりシフトリンク機構４２５を介してシフトカム４２１を所定角度だけ回転させる。これによりカム溝４２１ａにしたがってシフトフォーク４２２が所定量だけ軸方向に移動し一対の変速ギヤ４９と変速ギヤ４２０を順番にメイン軸４１およびドライブ軸４２に固定状態として各減速比の回転を伝達する。

この実施の形態のクラッチ機構４４は、例えば多板摩擦クラッチであり、バランサ軸３２に一体的に形成されている出力ギヤ３８に噛合しているバランサ軸３２に対して回転自在に設けられているギヤ４４１に一体的に設けられることによって、バランサ軸３２からトルクを伝達されるアウタードライバ４４３と、このアウタードライバ４４３に一体的に設けられている摩擦板である複数のフリクションディスク４４５と、インナードライバ４４７に一体的に設けられている摩擦板である複数のクラッチプレート４４９と、複数のフリクションディスク４４５と複数のクラッチプレート４４９との間に生じる摩擦力によって、アウタードライバ４４３からトルクを伝達されるインナードライバ４４７とを具備する。

ギヤ４４１は、メイン軸４１の一端部側でメイン軸４１に回動自在に設けられており、アウタードライバ４４３は、ギヤ４４１のボス部に一体的に設けられることによって、メイン軸４１の回転軸方向への移動を規制されつつ、メイン軸４１に対して回転自在である。また、インナードライバ４４７は、メイン軸４１の一端部側（ギヤ４４１よりも更に端部側）で、メイン軸４１に一体的に設けられている。

インナードライバ４４７は、筒状のアウタードライバ４４３の内側に設けられており、また、ギヤ４４１とアウタードライバ４４３とインナードライバ４４７とメイン軸４１との回転中心は一致し、同心上に存在する。

筒状のアウタードライバ４４３の開口部の一端部側には、ギヤ４４１のボス部に設けられている円形状の係合突出部４４１Ａと係合している係合孔４４３Ａを具備する係合部４４３Ｂが設けられ、この係合部４４３Ｂと係合孔４４３Ａとを用いて、アウタードライバ４４３がギヤ４４１に芯出しされて固定されている。各フリクションディスク４４５はリング状の薄板であり、各フリクションディスク４４５の板の平面が、メイン軸４１の回転軸の方向に対してほぼ直角になるように、各フリクションディスク４４５の外周縁が、筒状のアウタードライバ４４３の筒状部の内周に支持されている。この支持により、各フリクションディスク４４５は、アウタードライバ４４３に対して、メイン軸４１の回転軸の方向へ相対的に僅かに移動自在になっており、また、アウタードライバ４４３に対して、メイン軸４１の回転方向へは相対的に回転できないように規制されている。

また、各フリクションディスク４４５の上記各平面の間は、所定の間隔（クラッチプレート４４９の厚さより僅かに大きい距離）を空けてある。

インナードライバ４４７は筒状であり、開口部の一端部側に、外径がクラッチプレート４４９の外径とほぼ等しい円形のフランジ部４４７Ａを具備し、筒状になっている部分の外周には、複数のクラッチプレート４４９が支持されている。この支持により、各クラッチプレート４４９は、インナードライバ４４７に対して、メイン軸４１の回転軸の方向へ相対的に僅かに移動自在になっており、また、インナードライバ４４７に対して、メイン軸４１の回転方向へは相対的に回転できないように規制されている。

また、インナードライバ４４７は、フランジ部４４７Ａがアウタードライバ４４３の係合部４４３Ｂ側になるように、メイン軸４１の一端部側に固定されている。

各クラッチプレート４４９はリング状の薄板であり、各クラッチプレート４４９の板の平面が、メイン軸４１の回転軸の方向に対してほぼ直角になるように、各クラッチプレート４４９の内周縁が、筒状のインナードライバ４４７の筒状部の外周に支持されている。

また、各クラッチプレート４４９の上記各平面の間は、所定の間隔（フリクションディスク４４５の厚さより僅かに大きい距離）を空けてある。

各クラッチプレート４４９の外径は、上記筒状のアウタードライバ４４３の筒状部の内径よりもやや小さく、各フリクションディスク４４５の内径は、筒状のインナードライバ４４７の筒状部の外径よりもやや大きくなっている。そして、各フリクションディスク４４５と、各クラッチプレート４４９とは、メイン軸４１の回転軸方向に交互に配置され、各フリクションディスク４４５、各クラッチプレート４４９それぞれの間には、メイン軸４１の回転軸方向の僅かな隙間が存在する。

交互に配置された各フリクションディスク４４５と、各クラッチプレート４４９との外側であって、メイン軸４１の回転軸方向の外側のうちで、アウタードライバ４４３の係合部４４３Ｂの側には、インナードライバ４４７のフランジ部４４７Ａで構成された押圧部４４７Ｂが存在する。この押圧部４４７Ｂは、各フリクションディスク４４５と、各クラッチプレート４４９とを、プレッシャプレート４５１と共に、メイン軸４１の回転軸方向で挟み込んで、各フリクションディスク４４５と、各クラッチプレート４４９との間に摩擦力を発生させるものである。

プレッシャプレート４５１は、メイン軸４１の回転軸方向に、インナードライバ４４７に対して相対的に移動自在に設けられ、しかも、インナードライバ４４７と同時に回転するようになっている。また、プレッシャプレート４５１は、平面状の押圧部４５１Ｂを有し、この押圧部４５１Ｂは、上記各フリクションディスク４４５と、各クラッチプレート４４９の平面とほぼ平行である。

インナードライバ４４７には、プレッシャプレート４５１をガイドする筒状の複数のガイド部４４７Ｃを有し、このガイド部４４７Ｃのそれぞれを囲むように、複数の圧縮ばね４５０が設けられており、これらの各圧縮ばね４５０は、プレッシャプレート４５１の押圧部４５１Ｂが、インナードライバ４４７の押圧部４４７Ｂに近づく方向に、プレッシャプレート４５１を付勢している。

さらに、クラッチ機構４４が係合接続された状態では、圧縮ばね４５０によって、プレッシャプレート４５１が、インナードライバ４４７のフランジ部４４７Ａの方向に移動されしかも付勢され、インナードライバ４４７の押圧部４４７Ｂとプレッシャプレート４５１の押圧部４５１Ｂとによって、各フリクションディスク４４５と各クラッチプレート４４９とが挟み込まれてさらに押圧され、各フリクションディスク４４５と各クラッチプレート４４９との間に摩擦力が発生し、アウタードライバ４４３からインナードライバ４４７へトルク伝達が可能になっている。

一方、クラッチ機構４４が係合されていない状態（非接続状態であって、トルクを伝達しない状態）では、後述するプッシュロッド４５５によって、プレッシャプレート４５１が移動し、プレッシャプレート４５１の押圧部４５１Ｂがプレッシャプレート４５１の押圧部４５１Ｂに最も近いところに位置するフリクションディスク４４５と離反している。

したがって、各フリクションディスク４４５と各クラッチプレート４４９とが挟まれておらず、これらのそれぞれの間には、メイン軸４１の回転軸の方向で僅かな隙間が存在し、各フリクションディスク４４５と各クラッチプレート４４９との間には、トルクを伝達できる摩擦力は発生していない。なお、プレッシャプレート４５１は、クラッチアクチュエータ６０によって、移動し制御されるようになっている。

クラッチアクチュエータ６０と圧縮ばね４５０とによってプレッシャプレート４５１が、メイン軸４１の回転軸方向に移動し、この移動に応じてクラッチが接続係合し（動力を伝達できる状態になり）、または、非接続状態（動力を伝達できない状態）になる。

プッシュロッド４５５が、図３の左方向であるメイン軸４１の回転軸方向であって、プレッシャプレート４５１の押圧部４５１Ｂが、インナードライバ４４７の押圧部４４７Ｂから離反する方向に、圧縮ばね４５０の付勢力よりも大きな力で移動すると、プレッシャプレート４５１はプッシュロッド４５５に押されて同様に移動する。

逆に、プッシュロッド４５５が、図３の左方向に移動すると、プレッシャプレート４５１は、圧縮ばね４５０の付勢力でプッシュロッド４５５を押して同様に移動する。また、筒状のメイン軸４１の内部には、プッシュロッド４５５の他端部に隣接して球状のボール４５９が設けられ、さらに、このボール４５９に隣接して、プッシュロッド４６１が設けられている。

プッシュロッド４６１の一端部側４６１Ａには、操作ロッド４６１Ａ１が当接し、この操作ロッド４６１Ａ１は、筒状のメイン軸４１の他端部から突出している。プッシュロッド４６１の上記突出した操作ロッド４６１Ａ１には、クラッチアクチュエータ６０を構成するピストン４６３が一体的に設けられ、このピストン４６３は、シリンダ本体４６５によってガイドされて、メイン軸４１の回転軸の方向に摺動自在になっている。

ピストン４６３とシリンダ本体４６５とで囲繞されている空間４６７に圧縮された流体の例である作動油が供給されると、ピストン４６３が図２の右に押されて移動し、操作ロッド４６１Ａ１、プッシュロッド４６１、ボール４５９、プッシュロッド４５５を介して、プレッシャプレート４５１を図３の右方向に押すようになっている。このように、プレッシャプレート４５１が図３の右方向に押され、プレッシャプレート４５１の押圧部４５１Ｂがフリクションディスク４４５から離反すると、クラッチは非接続状態になる。

次に、クラッチ機構４４を、非接続状態から接続係合状態にする場合について説明する。クラッチ機構４４が非接続になっている状態では、クラッチアクチュエータ６０のピストン４６３が、操作ロッド４６１Ａ１、プッシュロッド４６１、ボール４５９、プッシュロッド４５５を介して、プレッシャプレート４５１を図２の右方向に押し、プレッシャプレート４５１の押圧部４５１Ｂが、フリクションディスク４４５から離反する状態を保っている。なお、この状態においても、圧縮ばね４５０により、プレッシャプレート４５１は、図３の左方向に付勢されているので、ピストン４６３は、プッシュロッド４５５、ボール４５９、プッシュロッド４６１、操作ロッド４６１Ａ１を介して、図３の左方向へ付勢されている。

クラッチ機構４４の非接続の状態から、クラッチアクチュエータ６０が作動油の移動によって、プレッシャプレート４５１や圧縮ばね４５０により付勢されているピストン４６３が、図３の左方向へ除々に移動し、これに伴って、プレッシャプレート４５１も図３の左方向へ除々に移動し、やがてクラッチ機構４４が接続係合を開始し（動力の伝達を開始し）、プレッシャプレート４５１が図３の左方向へ更に移動すると、圧縮ばね４５０の付勢力によりフリクションディスク４４５とクラッチプレート４４９との間に発生する摩擦力が大きくなり、フリクションディスク４４５とクラッチプレート４４９との間の滑りはほとんどなくなり、クラッチの接続係合が完了する。

次に、動弁駆動力伝達機構の支持構造と潤滑構造を、図９乃至図２５に基づいて説明する。図９はクランクケースの分解した側面図、図１０は分解した下ケースの上面図、図１１は分解した上ケースの上面図、図１２は分解した上ケースの下面図、図１３は図１２のＸＩＩＩ−ＸＩＩＩ線に沿う断面図、図１４は軸受キャップの側面図、図１５はオイルパンのオイルポンプ部の断面図、図１６はオイルパンから軸受部への潤滑油の供給通路の断面図、図１７は図１６のＸＶＩＩ−ＸＶＩＩ線に沿う断面図、図１８はシリンダボディの側面図、図１９はシリンダボディの上面図、図２０は図１９のＸＸ−ＸＸ線に沿う断面図、図２１は図１９のＸＸＩ−ＸＸＩ線に沿う断面図、図２２は図１９のＸＸＩＩ−ＸＸＩＩ線に沿う断面図、図２３は軸受キャップの側面図である。

このエンジン１は、図２、図３及び図５に示すように、一端に燃焼室８０ａ〜８０ｄを有するシリンダの一部を形成するシリンダボディ２０と、燃焼室８０ａ〜８０ｄの一部を形成し、シリンダボディ２０に接合するシリンダヘッド２１と、シリンダの他端に位置するクランク室８０ａ１〜８０ｄ１の一部を形成し、シリンダボディ２０に接合するクランクケース１９と、クランクケース１９に回転可能に支持されるクランク軸２４と、燃焼室８０ａ〜８０ｄの上方でシリンダヘッド２１に回転可能に支持される動弁機構Ｇの吸気側カム軸８８ａと排気側カム軸８８ｂであるカム軸と、クランク軸２４の回転をバランサ軸３２を介してカム軸に伝達する動弁駆動力伝達機構Ｈを備えている。この実施の形態では、クランク軸２４の回転をバランサ軸３２を介してカム軸に伝達しているが、バランサ軸３２を用いないでクランク軸２４のから直接動弁駆動力伝達機構Ｈを介してカム軸に伝達するものでもよい。

シリンダボディ２０とクランクケース１９の接合面による動弁駆動力伝達機構の支持構造を、図９乃至図１４に基づいて説明する。クランクケース１９は、上ケース１７と下ケース１８とからなり、上ケース１７は下接合面１７ａと上接合面１７ｂを有し、下ケース１８は上接合面１８ａを有する。上ケース１７の下接合面１７ａと下ケース１８の上接合面１８ａを接合して締付ボルト１００とナット１０１とによって締付固定される。クランク軸２４は、上ケース１７と下ケース１８とに形成される５箇所の軸受支持部１９ａ１〜１９ｅ１に、それぞれ軸受２７ａ〜２７ｅを介して回動自在に支持される。バランサ軸３２は、上ケース１７と下ケース１８とに形成される４箇所の軸受支持部１９ａ〜１９ｄにそれぞれの軸受２８ａ〜２８ｄを介して回動自在に支持される。

クランクケース１９の上ケース１７の上接合面１７ｂには、図１８乃至図２３のシリンダボディ２０の下接合面２０ａを接合して締付ボルト１１０とナット１１１とによって締付固定される。この上ケース１７の上接合面１７ｂには、支持部１７ｃが図１２乃至図１４に示すように、上ケース１７の中央部で、かつ側方へ延出して形成されている。この支持部１７ｃに回転軸９０の軸受９１ａを当てがい、図１３に示す軸受キャップ１１２ａ，１１２ｂを取付ボルト１１３により締付固定して回転軸９０が軸受９１ａにより回動可能に軸支されている。

この支持部１７ｃには、軸受回り止部１７ｃ１が設けられている。この軸受回り止部１７ｃ１が穴状に形成されている。軸受９１ａには係止ピン９１ａ１が形成され、この係止ピン９１ａ１を軸受回り止部１７ｃ１に係合して軸受９１ａを支持部１７ｃに組み付けることで、軸受９１ａの回り止を行ない潤滑を確実に行なうことができ、信頼性も向上できる。

シリンダボディ２０とシリンダヘッド２１の接合面による動弁駆動力伝達機構の支持構造を、図１８乃至図２３に基づいて説明する。シリンダボディ２０は、下接合面２０ａと上接合面２０ｂを有する。シリンダボディ２０の上接合面２０ｂにシリンダヘッド２１の下接合面２１ａに接合して締付固定される。

シリンダボディ２０の上接合面２０ｂには、中央部で、かつ側方へ延出して支持部２０ｃが形成されている。この支持部２０ｃに回転軸９２の軸受９３ａを当てがい、図２３に示す軸受キャップ１２２ａ，１２２ｂを取付ボルト１２３により締付固定して回転軸９２が軸受９３ａにより回動可能に軸支されている。

この支持部２０ｃには、軸受回り止部２０ｃ１が設けられている。この軸受回り止部２０ｃ１が穴状に形成されている。軸受９３ａには係止ピン９３ａ１が形成され、この係止ピン９３ａ１を軸受回り止部２０ｃ１に係合して軸受９３ａを支持部２０ｃに組み付けることで、軸受９３ａの回り止を行ない潤滑を確実に行なうことができ、信頼性も向上できる。

このように、シリンダボディ２０とシリンダヘッド２１の接合面及びシリンダボディ２０とクランクケース１９の接合面を利用して動弁駆動力伝達機構Ｈの一部を各々支持することで、コンパクトで組立性が良く、エンジン１のクランク軸方向幅をコンパクトにすることが可能である。なお、シリンダボディ２０とクランクケース１９の接合面のみを利用して動弁駆動力伝達機構Ｈの少なくとも一部を支持するようにしてもよく、シリンダボディ２０とシリンダヘッド２１の接合面のみを利用して動弁駆動力伝達機構Ｈの少なくとも一部を支持するようにしてもよい。このように、特別な動弁駆動力伝達機構Ｈの支持部材を用いることなくシリンダボディ２０とシリンダヘッド２１の接合面及びシリンダボディ２０とクランクケース１９の接合面を利用して支持でき、コンパクトで組立性が良く、エンジン１のクランク軸方向幅をコンパクトにすることが可能な鞍乗型車両である。

次に、ＯＨＣエンジンの潤滑油の供給経路を図９乃至図２３に基づいて説明する。クランクケース１９の下ケース１８の下部には、オイルパン５２が設けられている。オイルパン５２にはエンジン１の各潤滑部を潤滑する潤滑油が貯留され、内部にオイルストレーナ５３が配置され、側部にはオイルフィルタ５４が設けられている。

また、オイルパン５２の側壁には、図１６に示すように、潤滑油の戻り通路５２ａが形成され、下ケース１８の戻り通路１８ｍを落下する潤滑油が、オイルパン５２の戻り通路５２ａを流れてオイルパン５２の内部に戻される。下ケース１８には、オイルポンプ１２０が設けられ、このオイルポンプ１２０は図示しない連動機構によりクランク軸２４と連動して回転し、オイルパン５２内の潤滑油をオイルストレーナ５３を介して吸い上げ、下ケース１８に形成した供給通路１８ｃに供給する。潤滑油は供給通路１８ｃからオイルパン５２の側壁に形成した供給通路５２ｂを流れてオイルフィルタ５４を通り、さらに供給通路５２ｃを流れて下ケース１８の供給通路１８ｃへ送られる。

下ケース１８の供給通路１８ｃは、図１６及び図１７に示すように、上ケース１７の供給通路１７ｅに連通し、この供給通路１７ｅはクランク軸方向に形成されたメインギャラリ１７ｆに連通している。このメインギャラリ１７ｆから分岐供給通路１７ｆ１〜１７ｆ５が分岐し、潤滑油が分岐供給通路１７ｆ１〜１７ｆ５を流れて軸受支持部１９ａ１〜１９ｅ１のそれぞれ軸受２７ａ〜２７ｅに供給されて潤滑する。さらに、分岐供給通路１７ｆ２には分岐供給通路１７ｆ２１，１７ｆ２２が連通され、潤滑油が分岐供給通路１７ｆ２１，１７ｆ２２を流れてクランクピン２５ａ，２５ｂに供給されて潤滑する。分岐供給通路１７ｆ４には分岐供給通路１７ｆ４１，１７ｆ４２が連通され、潤滑油が分岐供給通路１７ｆ４１，１７ｆ４２を流れてクランクピン２５ｃ，２５ｄに供給されて潤滑する。

メインギャラリ１７は、図９、図１１に示すように、渡し通路１７ｇを介してサブギャラリ１７ｋに連通されている。このサブギャラリ１７ｋから分岐通路１７ｋ１〜１７ｋ５が形成され、分岐通路１７ｋ１〜１７ｋ５は上ケース１７の上接合面１７ｂに開口している。

上ケース１７の供給通路１７ｅには、図１２に示すように、供給通路１７ｎが連通され、この供給通路１７ｎはシリンダボディ２０の供給通路２０ｎに連通している。また、上ケース１７の分岐通路１７ｋ１〜１７ｋ３はシリンダボディ２０の供給通路２０ｋ１〜２０ｋ３に連通している。シリンダボディ２０の供給通路２０ｎ、供給通路２０ｋ１〜２０ｋ３はシリンダボディ２０の下接合面２０ａと上接合面２０ｂに開口している。

供給通路２０ｋ１はシリンダヘッド２１の供給通路２１ｋ１に連通し、潤滑油をシリンダヘッド２１側へ供給する。供給通路２０ｋ２，２０ｋ３は潤滑油を軸受９３ａに供給して潤滑する。

このように、シリンダボディ２０とクランクケース１９の接合面に、動弁駆動力伝達機構Ｈに供給される潤滑油の供給経路の一部を形成しており、潤滑を確実に行なうことができ、信頼性も向上でき、しかも接合面から供給経路を容易に形成することができる。また、シリンダボディ２０とシリンダヘッド２１の接合面に、動弁駆動力伝達機構Ｈに供給される潤滑油の供給経路の一部を形成しており、潤滑を確実に行なうことができ、信頼性も向上でき、しかも接合面から供給経路を容易に形成することができる。

次に、バランサ軸３２による一次慣性による偶力を消去する構成について説明する。図２４はクランク軸とバランサの動作を説明するための断面図、図２５はクランク軸を模式的に示す斜視図、図２６はクランク角度を示す図、図２７は１次慣性力の変化を示すグラフ、図２８は往復運動部分の構成を模式的に示す図、図２９は偶力ベクトルを説明するための斜視図、図３０は１次慣性力の合成ベクトルを説明するための図、図３１はクランクウェブのバランス率を示す斜視図である。

この実施の形態のエンジン１は、４気筒分のシリンダ孔３ａ１〜３ｄ１が車幅方向に一列に並ぶように形成され、４つの気筒３ａ〜３ｄを車体左側から順番に１番気筒、２番気筒、３番気筒、４番気筒という。

バランサ軸３２は、クランク軸２４が回転することにより生じる１次偶力を打ち消すためのもので、バランサ軸３２は、バランスウエイト３５，３６を有し、クランク軸２４の回転がバランサ軸３２とクラッチ機構４４とを介してメイン軸４１に伝達され、さらに、メイン軸４１からシフト機構４３を介してドライブ軸４２に伝達され、クランク軸２４の回転方向は、この実施の形態では図５において時計方向である。

クランク軸２４の各クランクピン２５ａ〜２５ｄの回転方向の位置（クランク角度）は、図２６に示すように、１番気筒用クランクピン２５ａに対する２番気筒用クランクピン２５ｂのクランク角度が２７０°となり、１番気筒用クランクピン２５ａに対する３番気筒用クランクピン２５ｃのクランク角度が９０°となり、１番気筒用クランクピン２５ａに対する４番気筒用クランクピン２５ｄのクランク角度が１８０°となるように形成されている。すなわち、このクランク軸２４は、１番気筒用クランクピン２５ａと４番気筒用クランクピン２５ｄとが第１の仮想平面（プレーン）上に位置し、２番気筒用クランクピン２５ｂと３番気筒用クランクピン２５ｃとが第２の仮想平面上に位置し、かつ前記両平面同士が直交する２プレーン、１８０°型のものである。なお、このエンジン１の点火順序は、１番気筒→３番気筒→２番気筒→４番気筒となる。

クランクウェブ２６ａ〜２６ｄは、クランク軸２４の軸心を挟んで反対側にカウンターウェイト部が形成されている。このカウンターウェイト部の質量は、バランサ軸３２と協働してエンジン１の加振力を低減することができるように設定されている。この質量は、このエンジン１の往復運動部分の質量の約５０％（バランス率約５０％）とすることにより、回転時に作用する偶力の大きさが適切になる。ここでいう適切な大きさの偶力とは、このエンジン１に装備することが可能なバランサ軸３２によって打ち消すことができる大きさの偶力のことをいう。この実施の形態による２プレーン、１８０°型のクランク軸２４は、１次、２次慣性力および２次偶力が消去されるから、クランクウェブをバランス率が約５０％となるように形成することにより、残存１次偶力の偶力合成ベクトルの移動軌跡がクランク軸心まわりの円になる。すなわち、このクランク軸２４を装備したエンジン１においては、１次偶力合成ベクトルを相殺する偶力ベクトルとなる偶力を発生する偶力バランサを装備することによって、１次偶力も消去することができる。以下、１次、２次慣性力および２次偶力が消去される理由と、１次偶力を消去する偶力バランサの構成について説明する。

（１）１次慣性力が消去される理由について
１次慣性力は、図２７に示すように、ピストンの往復動に対応するようにクランク軸２４に作用する。図２７においては、１番気筒の往復運動質量による１次慣性力の変化を実線で示し、２番気筒の往復運動質量による１次慣性力の変化を破線で示し、３番気筒の往復運動質量による１次慣性力の変化を一点鎖線で示し、４番気筒の往復運動質量による１次慣性力の変化を二点鎖線で示す。同図に示すように、１番気筒のピストン２２ａが上死点に位置しているときには４番気筒のピストン２２ｄが下死点に位置しているから、これら両気筒の往復運動質量による１次慣性力は互いに打ち消し合う。これと同様に、２番気筒と３番気筒の往復運動質量による１次慣性力も互いに打ち消し合う。このため、このクランク軸２４においては１次慣性力は理論上０になる。

（２）２次慣性力が消去される理由について
各気筒の往復運動質量による２次慣性力Ｆ１〜Ｆ２は、図２８に示すように各部の寸法、質量を定めると下記の式（１）〜（４）のように表される。図２８において、ｍｒ＝往復運動部分の質量（ｇ）、Ｌ＝コンロッド長（ｍｍ）、ｒ＝ピストンストローク／２（ｍｍ）、ω＝２πＮ／６０（ｒａｄｓ）である。また、下記の式（１）〜（４）において、λ＝コンロッド長／ｒである。Ｆ１＝ｍｒ×ｒω２×１／λ×ｃｏｓ２θ・・・・（１）
Ｆ２＝ｍｒ×ｒω２×１／λ×ｃｏｓ｛２（θ＋３π／２｝・・・・（２）
Ｆ３＝ｍｒ×ｒω２×１／λ×ｃｏｓ｛２（θ＋π／２｝・・・・（３）
Ｆ４＝ｍｒ×ｒω２×１／λ×ｃｏｓ｛２（θ＋π）｝・・・・（４）
上記Ｆ１〜Ｆ４の総和Ｆ（２）は、下記に示すように０となるから、このクランク軸２４においては２次慣性力は理論上０になる。

数１

（３）２次偶力が消去される理由について
２次偶力は、図２５に示すように、クランク軸２４に２次慣性力Ｆ１〜Ｆ４が作用することにより生じるＹ軸回りのモーメントの総和である。Ｙ軸とは、シリンダの軸線と平行なＸ軸と直交するとともに、クランク軸２４の軸線と平行なＺ軸と直交する方向に延びる軸のことをいう。なお、図２５は、１番気筒のピストン２２ａが上死点に位置している状態を示している。２次慣性力Ｆ１〜Ｆ４は、１周期がクランク角１８０°となるように繰り返し生じるから、クランク角が互いに１８０°異なる１番気筒と４番気筒は、２次慣性力の作用する方向が同方向になる。また、１番気筒に対してクランク角が回転方向の前側に９０°ずれる２番気筒と、回転方向の後側に９０°ずれる３番気筒は、２次慣性力の作用する方向が１，４番気筒とは逆方向になる。このため、前記モーメントの総和からなる２次偶力ＦＬは、Ｙ軸から各気筒までの距離をｄ１〜ｄ４とし、ｄ１＝ｄ４，ｄ２＝ｄ３とすると、下記に示すように０となる。

ＦＬ＝Ｆ１×ｄ１−Ｆ２×ｄ２＋Ｆ３×ｄ３−Ｆ４×ｄ４＝０
このため、このクランク軸３においては２次偶力は０になる。

（４）残存１次偶力を消去する偶力バランサ６の構成について
クランク軸２４に作用する１次偶力は、各クランクピン２５ａ〜２５ｄに作用する１次慣性力のベクトルの総和によって表すことができる。これを図２９によって詳細に説明する。図２９は、１番気筒のピストン２２ａが上死点に位置している状態、すなわち１番気筒用クランクピン２５ａがＸ軸（シリンダ軸線）上であって同図において上端に位置する瞬間の状態を描いてある。

このとき、１番気筒においては、往復運動部分（ピストン２２ａ、ピストンピン２５ａおよびコンロッド２３ａの小端部）の質量による１次慣性力と、回転部分（クランクピン２５ａ、コンロッド２３ａの大端部およびクランクウェブ２６ａ，２６ａ）の質量による１次慣性力との合力が上方に向けて作用するようになる。これは、このクランク軸２４は上述したように約５０％バランスとなるように形成されており、往復運動部分の上方ヘ向かうように作用する慣性力に対して、回転運動部分の下方へ向かうように作用する慣性力が約半分になるからである。すなわち、１番気筒においては、往復質量と回転質量による１次慣性力の合成ベクトルはＸ軸と平行に上方を指向するようになる。１番気筒の前記合成ベクトルの大きさは、図２９（ａ）に示すように変化する。この合成ベクトルの回転方向は、クランク軸の回転方向とは逆の反時計まわりである。

２番気筒においては、ピストン２５ｂが下死点から上死点に移動する途中の略中間点に位置するため、往復運動部分の慣性力は略０となる。このため、２番気筒においては、回転部分の慣性力（車体の後方を指向するように作用する）のみが作用することから、１次慣性力の合成ベクトルは、Ｙ軸と平行に後方（図２５においては右方）を指向するようになる。２番気筒の前記合成ベクトルの大きさは、図３０（ｂ）に示すように変化する。この合成ベクトルの回転方向は、クランク軸の回転方向とは逆の反時計まわりである。

３番気筒においては、ピストン２５ｃが上死点から下死点に移動する途中の略中間点に位置するため、往復運動部分の慣性力は略０となり、回転部分の慣性力のみが作用する。このため、３番気筒の１次慣性力の合成ベクトルは、Ｙ軸と平行に前方（図２９においては左方）を指向するようになる。３番気筒の前記合成ベクトルの大きさは、図３０（ｃ）に示すように変化する。この合成ベクトルの回転方向は、クランク軸の回転方向とは逆の反時計まわりである。

４番気筒においては、ピストン２５ｄが下死点に位置しているから、往復運動部分の慣性力は下方を指向し、この往復運動部分の約半分となる回転運動部分の慣性力は上方を指向する。このため、４番気筒の１次慣性力の合成ベクトルは、Ｘ軸と平行に下方を指向するようになる。４番気筒の前記合成ベクトルの大きさは、図３０（ｄ）に示すように変化する。この合成ベクトルの回転方向は、クランク軸の回転方向とは逆の反時計まわりである。

１番気筒の合成ベクトルと４番気筒の合成ベクトルは、方向が互いに１８０°逆方向で大きさが略一致するため、これら両気筒のクランクピン２５ａ，２５ｄに作用する１次慣性力が偶力となる。この偶力を以下においては第１の偶力という。この第１の偶力は、図２９において、クランク軸２４の軸線方向の中央を通りＹ軸と平行な仮想軸線ＹＣを中心としてクランク軸２４を回すような偶力となる。この第１の偶力のベクトルは、偶力が右ねじの締込み時の回転方向と同方向である場合、右ねじの進む方向となる。すなわち、この第１の偶力のベクトルは、前記仮想軸線ＹＣに沿って前方を指向するようになる。図２９においては、仮想軸線ＹＣが位置しかつクランク軸２４の軸線とは直交する平面を、理解し易いように同図の左端部に仮想平面Ｉとして描いてある。この仮想平面Ｉ上においては、前記第１の偶力のベクトルをＡで示す。

一方、２番気筒の合成ベクトルと３番気筒の合成ベクトルは、方向が互いに１８０°逆方向で大きさが略一致するため、これら両気筒のクランクピンに作用する１次慣性力によって第２の偶力が生じる。この第２の偶力のベクトルは、偶力が右ねじの締込み時の回転方向と同方向である場合、右ねじの進む方向となるから、図２９において、クランク軸３の軸線方向の中央を通りＸ軸と平行な仮想軸線ＸＣに沿って上方を指向するようになる。前記仮想平面Ｉ上においては、前記第２の偶力のベクトルをＢで示す。

これらベクトルＡとベクトルＢとを合成することによって、このエンジン１に作用する総合的な偶力の方向と大きさとを求めることができる。前記ベクトルＡと前記ベクトルＢとの合成ベクトルＴは、図２９の仮想平面Ｉ上に示すように、前方斜め上方を指向する。この合成ベクトルの大きさは、図３０（ｅ）に示すように変化する。この合成ベクトルの回転方向は、同じくクランク軸の回転方向とは逆の反時計まわりである。

この合成ベクトルＴは、エンジン１の全ての１次偶力を表すものであるから、この合成ベクトルＴと点対称となるベクトル（図２９中に破線ｔで示す）の偶力をバランサ軸３２により発生させることによって、エンジン１に生じる全ての１次偶力を消去することができる。合成ベクトルＴと点対称になるベクトルｔを以下においてバランサベクトルという。

前記合成ベクトルＴと前記バランサベクトルｔとを釣り合わせるためには、図３０（ｅ）に示す合成ベクトルＴの回転軌跡が真円となることが最も効果的である。この実施の形態では、クランクウェブの重量バランスを約５０％とすることによって、前記回転軌跡を略真円としている。前記バランサベクトルｔを有するバランサ軸３２は、図２９中に破線ｂｒ１，ｂｒ２で示す方向に慣性力が生じるものとなる。すなわち、慣性力がｂｒ１，ｂｒ２となるようにバランサ軸３２を形成することによって、このエンジン１の１次偶力をバランサ軸３２によって釣り合わせて消去することができる。

ここで、前記回転軌跡が円となるようにクランクウェブの重量バランスを決める手法について説明する。各気筒の往復質量をＭｒ（ｇ）とし、各気筒の回転質量をＭｏ（ｇ）とし、１気筒当たり２つあるクランクウェブのアンバランス量（モーメント：ｇｍｍ）を１番気筒から順にＭ１〜Ｍ８とすると、各クランクウェブのバランス率ｋは、ｋ＝｛Ｍ（１〜８）−Ｍｏ／２｝／Ｍｒとなる。

全ての気筒において１次慣性力の合成ベクトルを一定（円）とするためのアンバランス量Ｍ１〜Ｍ８は、Ｍ１〜Ｍ８＝０．２５×Ｍｒ＋Ｍｏ／２である。なお、Ｍ１とＭ４とが等しくなりかつＭ２とＭ３とが等しくなれば、一対のクランクウェブのうち一方のバランス率ｋを０．２５より小さくなるように形成し、他方のバランス率ｋをその分だけ大きくなるように形成することができる。

この実施の形態では、図３１に示すように各クランクウェブのバランス率を設定した。すなわち、１番気筒と４番気筒については、エンジン外側に位置するクランクウェブ２６ａ，２６ｄのバランス率を０．４２７とし、エンジン１内側に位置するクランクウェブ２６ａ，２６ｄのバランス率を０．０２５とし、両方のクランクウェブでバランス率が０．４５２となるように形成した。また、２番気筒と３番気筒については、エンジン１外側に位置するクランクウェブ２６ｂ，２６ｃのバランス率を０．３５７とし、エンジン１内側に位置するクランクウェブ２６ｂ，２６ｃのバランス率を０．０１７として両方のクランクウェブでバランス率が０．３７４となるように形成した。

バランサ軸３２は、図２、図２４に示すように、クランク軸２４より後方（図２９で示すＹ軸に沿って後方）に離間する位置に配設され、第１および第２のバランスウエイト３５，３６が２番気筒と３番気筒のクランクピン２５ｂ，２５ｃと対応する位置に設けられている。この実施の形態による第１および第２のバランスウエイト３５，３６は、軸線方向から見て扇状を呈するように形成され、最もクランク軸側に移動した状態で２番気筒用クランクウェブ２６ｂと２６ｂとの間と、３番気筒用クランクウェブ２６ｃと２６ｃとの間とに臨むように形成されている。また、バランサ軸３２のバランスウエイト３５，３６は、質量を調整するためにヘビーメタルが埋設されている。バランスウエイト３５は、図２９中にｂｒ１で示した慣性力を発生し、バランスウエイト３６は、図２９中にｂｒ２で示した慣性力を発生するように形成されている。

この実施の形態によるバランサ軸３２は、図２４（ａ）〜（ｅ）に示すように、バランスウエイト３５，３６とコンロッド２３ａの大端部２３ａ１ｂとの接触を避けながらクランク軸２４に可及的近接する位置に配設されている。図２４（ａ）は、１番気筒のピストン２２ａが上死点に位置しているときの１番気筒のクランクピン２５ａとバランスウエイト３５の位置を示し、同図（ｂ）は、（ａ）図の状態からクランク軸２４が１８０°回転した状態を示している。同図（ｃ）は、（ａ）図の状態からクランク軸２４が２１７．５°回転した状態を示し、同図（ｄ）は、（ａ）図の状態からクランク軸２４が２２５°回転した状態を示し、同図（ｅ）は、（ａ）図の状態からクランク軸２４が２７０°回転した状態を示す。なお、３番気筒用コンロッド２３ｃの大端部２３ｃ１とバランスウエイト３６との位置は、図２４とは位相が１８０°異なるだけで同様になる。上述したように構成された直列４気筒エンジン１は、１次慣性力と、２次慣性力および２次偶力とをクランク軸２４のみによって消去することができ、残存１次偶力をバランサ軸３２によって消去することができる。

この発明は、バランサ軸の長さをクランク軸上の両端のクランクウェブの間隔より小さくし、クランク軸方向一側に偏位させて配置したことで、クランク軸に隣接したバランサ軸の隣に空間が確保できる。この空間に動力伝達部やクラッチなどを配置することで、運転感覚が非常に良好でありながら、エンジン全体をコンパクトにできる。

自動二輪車の側面図である。 並列多気筒４サイクルエンジンの断面図である。 クランク軸、バランサ軸、メイン軸の配置を示す断面図である。 クランク軸とバランサ軸の配置を示す断面図である。 動弁駆動力伝達機構を示す側面図である。 動弁機構のカム軸部を示す側面図である。 クランク軸とバランサ軸の配置を示す側面図である。 動弁機構のカム軸をカム軸方向から見た図である。 クランクケースの分解した側面図である。 分解した下ケースの上面図である。 分解した上ケースの上面図である。 分解した上ケースの下面図である。 図１２のＸＩＩＩ−ＸＩＩＩ線に沿う断面図である。 軸受キャップの側面図である。 オイルパンのオイルポンプ部の断面図である。 オイルパンから軸受部への潤滑油の供給通路の断面図である。 図１６のＸＶＩＩ−ＸＶＩＩ線に沿う断面図である。 シリンダボディの側面図である。 シリンダボディの上面図である。 図１９のＸＸ−ＸＸ線に沿う断面図である。 図１９のＸＸＩ−ＸＸＩ線に沿う断面図である。 図１９のＸＸＩＩ−ＸＸＩＩ線に沿う断面図である。 軸受キャップの側面図である。 クランク軸とバランサの動作を説明するための断面図である。 クランク軸を模式的に示す斜視図である。 クランク角度を示す図である。 １次慣性力の変化を示すグラフである。 往復運動部分の構成を模式的に示す図である。 偶力ベクトルを説明するための斜視図である。 １次慣性力の合成ベクトルを説明するための図である。 クランクウェブのバランス率を示す斜視図である。

符号の説明

１ エンジン
３ａ〜３ｄ 気筒３
１９ クランクケース
１９ａ〜１９ｄ クランクケース１９の４箇所の軸受支持部
２４ クランク軸
２７ａ〜２７ｅ クランク軸２４の軸受
２８ａ〜２８ｄ バランサ軸３２の軸受２８ａ〜２８ｄ
３２ バランサ軸
３５，３６ バランスウエイト

Claims (8)

1. 気筒毎に設けられるコンロッドを支持するクランクピンと、このクランクピンを支持するクランクウェブと、駆動歯車とを有するクランク軸と、
   前記クランク軸に平行に配置され、前記駆動歯車と噛合する被動歯車と、バランスウエイトとを有して一次慣性による偶力を消去するバランサ軸とを備える並列多気筒４サイクルエンジンであって、
   前記バランサ軸の長さを、前記クランク軸上の両端の前記クランクウェブの間隔より小さくし、 前記バランサ軸をクランク軸方向一側に偏位させて配置するとともに、前記バランスウエイトは、クランクピンを支持する両側のクランクウェブの間に対応させて配置し、
   
   前記バランスウエイトの回転軌跡と前記クランクウェブの回転軌跡とがクランク軸方向視で重なるように配置した
   ことを特徴とする並列多気筒４サイクルエンジン。
2. 気筒毎に設けられるコンロッドを支持するクランクピンと、このクランクピンを支持するクランクウェブとを有するクランク軸と、
   軸受を介して前記クランク軸に平行に支持され、バランスウエイトを有して一次慣性による偶力を消去するバランサ軸とを備える並列多気筒４サイクルエンジンであって、
   前記バランサ軸は、複数のバランスウエイトを有し、
   前記バランサウエイトの回転軌跡の径は、前記バランサ軸の前記軸受に対応する部分の径より大きく形成され、
   一方端の前記バランスウエイトを一方端の気筒のクランクウェブに対応する位置に設け、他方端の前記バランスウエイトを他方端の気筒の隣の気筒のクランクウェブに対応する位置に配置するとともに、前記バランスウエイトの回転軌跡と前記クランクウェブの回転軌跡とがクランク軸方向視で重なるように配置した
   ことを特徴とする並列多気筒４サイクルエンジン。
3. 前記バランサ軸のバランスウエイトの間の中間部に、前記クランク軸から取り出した動力を入力する動力入力部を設けたことを特徴とする請求項２に記載の並列多気筒４サイクルエンジン。
4. 前記バランサ軸の偏位させた側と反対側の端部に、バランサ軸からの動力を外部に伝達する動力伝達部を設けたことを特徴とする請求項１乃至請求項３のいずれか１項に記載の並列多気筒４サイクルエンジン。
5. 前記バランサ軸の軸受を、前記クランク軸の軸受に対応して配置したことを特徴とする請求項１乃至請求項４のいずれか１項に記載の並列多気筒４サイクルエンジン。
6. 前記バランサ軸の軸受を、前記バランスウエイトと前記動力入力部の間に配置したことを特徴とする請求項５に記載の並列多気筒４サイクルエンジン。
7. 前記バランサ軸の軸受を、前記動力入力部の両側に配置したことを特徴とする請求項５に記載の並列多気筒４サイクルエンジン。
8. 請求項１乃至請求項７のいずれか１項に記載の並列多気筒４サイクルエンジンを搭載することを特徴とする鞍乗型車両。
   

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