JP5696741B2

JP5696741B2 - エンジン

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Publication number: JP5696741B2
Application number: JP2013108051A
Authority: JP
Inventors: 照幸土居; 国男畑田; 将之竹田
Original assignee: Mitsubishi Motors Corp; Mitsubishi Automotive Engineering Co Ltd
Current assignee: Mitsubishi Motors Corp; Mitsubishi Automotive Engineering Co Ltd
Priority date: 2013-05-22
Filing date: 2013-05-22
Publication date: 2015-04-08
Anticipated expiration: 2033-05-22
Also published as: JP2014227909A; CN104179572A; CN104179572B

Description

本発明は、クランクシャフトの回転軸に対するアンバランス質量を利用して振動を抑制するエンジンに関する。

従来、エンジンの作動中に発生する慣性力や慣性モーメントをカウンターウェイトで減少させて、エンジン振動を抑制する技術が知られている。一般にこのような技術では、クランクシャフトからピストンに至る動力伝達系路上に含まれる機械要素が往復運動要素（振動要素）と回転運動要素（回転要素）とに分類され、それぞれの運動要素がエンジン振動にどのような影響を与えるのかが解析される。ここで、前者の質量は往復質量と呼ばれ、後者の質量は回転質量と呼ばれる。

単気筒エンジンの場合、カウンターウェイトの質量（アンバランス質量）を回転質量相当の値に設定すれば、回転運動要素とカウンターウェイトとが釣り合った状態となり、横方向（クランクシャフトの回転軸に垂直な方向であって、往復運動要素の振動方向に垂直な方向）の慣性力がゼロとなる。このように、エンジンの横方向の慣性力が相殺される大きさのアンバランス質量が取り付けられた状態のことを「オーバーバランス率が０％である（バランス率が１００％である）」という。なお、この状態では、エンジンの縦方向（往復運動要素の振動方向）の慣性力が残留する。縦方向の慣性力は、カウンターウェイトの質量を往復質量と回転質量との加算値相当の値に設定することで相殺可能である。

また、直列三気筒エンジンでは、カウンターウェイトの質量の大小に関わらず、気筒間の慣性力が平衡する。一方、慣性力の発生方向やタイミングが気筒間で相違することから、クランク軸に対するピッチ方向に偶力が残留する。そこで、各々の気筒についてのカウンターウェイトをやや重く設定することで、上記の残留偶力と逆位相の偶力を発生させ、残留偶力を削減することが行われている。このように、カウンターウェイトの質量をそのバランス率が１００％の状態よりも大きく設定することでエンジンの振動特性を調節する手法は、オーバーバランシング法と呼ばれる（例えば、特許文献１参照）。

オーバーバランシング法では、「バランス率１００％」の状態よりもアンバランス質量の大きいカウンターウェイトがクランクシャフトに取り付けられる。そのため、エンジン本体の重量が増加して燃費が悪化しやすく、エンジンの小型化が困難となる。特に、直列三気筒エンジンのように、エンジンの残留偶力を削減すべくカウンターウェイトのアンバランス質量を増加させる場合には、バランス率を高めるほどエンジンの重量，サイズが増大してしまう。

上記の課題に対し、クランクシャフトの端部にアンバランス質量を追加することで、カウンターウェイトと同等の偶力を発生させる技術が開発されている。例えば、クランクシャフトの端部に固定されるクランクプーリ，フライホイール，ドライブプレート等にアンバランス質量を設定し、エンジンの動的なバランスを制御する技術が提案されている（例えば、特許文献２，３参照）。このような工夫により、クランクシャフトのバランス修正を行うことができる。

特開平10-258794号公報特公平07-030777号公報実公昭50-025844号公報

しかしながら、従来のオーバーバランシング法では、カウンターウェイトのアンバランス質量に由来するバランス率と、クランクケース外部のアンバランス質量に由来するバランス率との関係が考慮されていない。そのため、既存のエンジンを異なる車種に適用する際に、クランクケース外部のバランス率を調節するだけでは、エンジン全体のバランス率を所望の値に設定することができない場合がある。例えば、レイアウト上の制約によってクランクプーリやドライブプレートの直径が制限されている場合や、クランクシャフトの軸方向の距離が制限されている場合には、クランクケース外部におけるアンバランス質量の調整代を確保できない。その結果、クランクシャフトを車種毎に設計し直さなければならず、既存のエンジンを異なる車種に転用することができない。

本件の目的の一つは、上記のような課題に鑑み創案されたもので、車両設計の自由度及び柔軟性を改善することができるようにしたエンジンを提供することである。なお、この目的に限らず、後述する発明を実施するための形態に示す各構成により導かれる作用効果であって、従来の技術によっては得られない作用効果を奏することも本件の他の目的として位置づけることができる。

（１）ここで開示するエンジンは、クランクシャフトに設けられ、クランクシャフトの回転軸に対するアンバランス質量を与えるとともに、０［％］以上の値のオーバーバランス率が設定されたカウンターウェイトと、前記クランクシャフトの両端部のそれぞれに設けられ、前記回転軸に対するアンバランス質量を与える端部ウェイトと、を備える。また、前記端部ウェイトのオーバーバランス率が、前記カウンターウェイトのオーバーバランス率よりも大きな値に設定される。

ここでいうオーバーバランス率とは、前記エンジンのアンバランス質量が、前記エンジンの回転運動要素と釣り合った状態を超えて追加された割合（バランスをオーバーした割合）に相当するパラメーターである。ここで、前記クランクシャフトに含まれる機械要素を往復運動要素（振動要素）と回転運動要素（回転要素）とに分類し、前者の質量を往復質量と呼び、後者の質量を回転質量と呼ぶ。

前記オーバーバランス率は、あるアンバランス質量について、クランクアーム長（クランクジャーナルからクランクピンまでの距離）に対する回転半径の比（すなわち回転半径比）とそのアンバランス質量との積から回転質量を減じた値を分子とし、往復質量を分母とした割合として算出される（例えば、後述する式１を参照）。

前記往復質量には、ピストンの質量やピストンピンの質量，ピストンリングの質量，コネクティングロッドの一部の質量などが含まれる。また、前記回転質量には、クランクピンの質量，ウェブの質量，コネクティングロッドの一部の質量などが含まれる。典型的には、コネクティングロッド全体の質量のうちの約1/3が往復質量と見なされ、コネクティングロッド全体の質量のうちの約2/3が回転質量と見なされる。より正確には、コネクティングロッドの上端の等価質量が往復質量として、下端の等価質量が回転質量として求められる。

（２）また、前記カウンターウェイトのオーバーバランス率と前記端部ウェイトのオーバーバランス率との加算値が100[%]以下の値に設定されることが好ましい。
つまり、前記カウンターウェイト，前記端部ウェイトのそれぞれがオーバーバランスであって、ピッチングモーメント，ヨーイングモーメントのそれぞれが所定値以下であることが好ましい。

なお、直列三気筒のエンジン（等間隔点火の場合）では、前記オーバーバランス率が０％のとき、前記エンジンに生じるヨーイングモーメントが０となり、ピッチングモーメントが残留する。これらのピッチングモーメント及びヨーイングモーメントはそれぞれ、前記エンジンに発生する自由慣性モーメントである。また、前記オーバーバランス率が上昇すると、前記ヨーイングモーメントが増加する代わりに、前記ピッチングモーメントが減少する。前記オーバーバランス率が１００％のとき、前記ピッチングモーメントが０となり、前記ヨーイングモーメントが残留する。前記ピッチングモーメントと前記ヨーイングモーメントとの加算値は、前記オーバーバランス率の大小に関わらず一定である。

（３）また、前記エンジンのピッチング方向の振動中心軸よりもフロント側における前記カウンターウェイトのアンバランス質量と、前記振動中心軸よりもリヤ側における前記カウンターウェイトのアンバランス質量とが釣り合うように設定されることが好ましい。ここで設定されるパラメーターは、アンバランス質量及び振動中心軸との距離であることが好ましい。

例えば、ピッチング方向の振動中心軸を基準として、m₁l₁≒m₂l₂とすることが好ましい。
m₁：フロント側カウンターウェイトのアンバランス質量
m₂：リヤ側カウンターウェイトのアンバランス質量
l₁：振動中心軸からフロント側カウンターウェイトのアンバランス質量までの距離
l₂：振動中心軸からリヤ側カウンターウェイトのアンバランス質量までの距離

（４）また、前記エンジンのピッチング方向の振動中心軸よりもフロント側に配置された前記端部ウェイトのアンバランス質量と、前記振動中心軸よりもリヤ側に配置された前記端部ウェイトのアンバランス質量とが釣り合うように設定されることが好ましい。

例えば、ピッチング方向の振動中心軸を基準として、m₁l₁＋M₁L₁≒m₂l₂＋M₂L₂とすることが好ましい。
M₁：前端部ウェイトのアンバランス質量
M₂：後端部ウェイトのアンバランス質量
L₁：振動中心軸から前端部ウェイトのアンバランス質量までの距離
L₂：振動中心軸から後端部ウェイトのアンバランス質量までの距離

なお、上記の関係式に加えて、m₁l₁≦M₁L₁が成立することが好ましく、L₁＞L₂が成立することが好ましい。つまり、前記振動中心軸からフロント側の前記端部ウェイトまでの距離の方が、リヤ側の前記端部ウェイトまでの距離よりも長く設定されることが好ましい。また、前記エンジンが直列三気筒エンジンであることが好ましい。

開示のエンジンによれば、端部ウェイトのオーバーバランス率がカウンターウェイトのオーバーバランス率よりも大きく設定されるため、エンジン全体のオーバーバランス率の調整幅を増大させることができる。例えば、端部ウェイトのアンバランス質量を調節することで、カウンターウェイトに変更を加えることなく、エンジン全体のオーバーバランス率を少なくとも半減させることができる。これにより、エンジンが搭載される車両ごとにオーバーバランス率を変更することが容易となり、車両設計の自由度及び柔軟性を改善することができる。

一実施形態に係るエンジンに内蔵される機械要素を示す分解斜視図である。図１のクランクシャフトの構成を説明するための上面図である。直列三気筒エンジンにおけるオーバーバランス率と一次モーメント（ピッチングモーメント，ヨーイングモーメント）との関係を示すグラフである。

図面を参照して、実施形態としてのエンジンについて説明する。なお、以下に示す実施形態はあくまでも例示に過ぎず、以下の実施形態で明示しない種々の変形や技術の適用を排除する意図はない。本実施形態の各構成は、それらの趣旨を逸脱しない範囲で種々変形して実施することができるとともに、必要に応じて取捨選択することができ、あるいは適宜組み合わせることが可能である。

［１．全体構成］
図１は、本実施形態のエンジン１０に内蔵されるクランクシャフト１からピストン９にかけての主要な機械要素を説明するための分解斜視図であり、図２はクランクシャフト１を気筒側から見下ろした状態を示す上面図である。図１，図２に示すように、このエンジン１０は、バランサーシャフトを持たない直列三気筒のエンジンであり、平行に列設された各気筒の内部をピストン９が上下方向に摺動自在となるように設けられる。各々のピストン９は、ピストンピン９ａを介してコンロッド８（コネクティングロッド）の上端に連結される。コンロッド８の上端は、ピストン９を回転自在に支持する。

各々のコンロッド８の下端は、クランクピン３を介してクランクシャフト１に連結される。クランクピン３は、クランクシャフト１の回転軸Ｃに対して平行に設けられ、回転軸Ｃから離隔する方向に所定の間隔を空けて配置される。また、このクランクピン３は、三つの気筒のそれぞれに一つずつ設けられ、各々のクランクピン３が回転軸Ｃに対する位相角が120°相違するように配置される。各々のクランクピン３とクランクジャーナル２との間は、面状のウェブ４で接続される。ウェブ４の面の向きは回転軸Ｃに対してほぼ垂直である。

クランクシャフト１の両端部には、クランクプーリ６とドライブプレート７とが設けられる。クランクプーリ６は、エンジン１０の補機類を駆動するためのベルト車であり、ドライブプレート７は、クランクシャフト１の回転動力をトランスミッション側に伝達するためのものである。クランクプーリ６には、回転軸Ｃに対するアンバランス質量としての前端部ウェイト６ａ（端部ウェイトの一つ）が設けられる。同様に、ドライブプレート７にも、回転軸Ｃに対するアンバランス質量としての後端部ウェイト７ａ（端部ウェイトの一つ）が設けられる。これらの前端部ウェイト６ａ，後端部ウェイト７ａのそれぞれの重心位置は、例えば回転軸Ｃに対する位相角が180°相違するように設けられる。

以下、回転軸Ｃの延在方向について、クランクシャフト１から見てクランクプーリ６が配置される側をエンジン１０のフロント側（前方）とし、その反対側をエンジン１０のリヤ側（後方）とする。なお、各気筒の番号は、エンジン１０のフロント側から順に、第一気筒，第二気筒，第三気筒である。それぞれのクランクピン３は、その前方及び後方を略同形状のウェブ４で挟まれた状態でクランクシャフト１に支持される。また、それぞれのウェブ４において、回転軸Ｃを挟んでクランクピン３の反対側には、カウンターウェイト５が一体形成される。

カウンターウェイト５は、クランクケース１１の内部において、クランクシャフト１の回転にアンバランスを与えるためのアンバランス質量であり、回転軸Ｃに対して偏って設けられる。回転軸Ｃからカウンターウェイト５の重心位置までの距離は、カウンターウェイト５の回転半径と呼ばれる。なお、前述の前端部ウェイト６ａ，後端部ウェイト７ａは、クランクケース１１の外部において、クランクシャフト１の回転にアンバランスを与えるための、回転軸Ｃに対するアンバランス質量である。

［２．振動特性に関する設定］
［２−１．カウンターウェイトのオーバーバランス率］
上記のエンジン１０では、図２に示すように、第二気筒のシリンダー中心の直下にピッチング方向の振動中心軸Ｐが設定される。振動中心軸Ｐは、エンジン１０の重心点を通り、上面視でクランクシャフト１の回転軸Ｃに対して直交する軸である。図２中における回転軸Ｃと振動中心軸Ｐとの交点は、ヨーイング方向の振動中心となる。また、エンジン１０のクランクケース１１の内部において、振動中心軸Ｐで二分されるエンジン１０の前方側（フロント側）と後方側（リヤ側）とのそれぞれについて、回転軸Ｃに対するカウンターウェイト５のアンバランス質量m_wが設定される。つまり、振動中心軸Ｐよりも前方のアンバランス質量m₁と、振動中心軸Ｐよりも後方のアンバランス質量m₂とが個別に設定される。

これらのアンバランス質量m₁，m₂は、クランクシャフト１からそのピストン９に至る動力伝達系路上に含まれる機械要素の往復質量m_recと回転質量m_rotとに応じて、少なくともオーバーバランス率δ₁が0[%]以上となるように（すなわち、バランス率が100[%]以上となるように）設定される（0≦δ₁）。振動中心軸Ｐよりも前方側のオーバーバランス率δ₁と、後方側のオーバーバランス率δ₁とは同一の値に設定される。オーバーバランス率δ₁は、具体的には例えば、25〜75[%]程度の値に設定される。

オーバーバランス率δ₁[%]の定義を、以下の式１に示す。式１中の往復質量m_rec，回転質量m_rotのそれぞれには、振動中心軸Ｐで二分される範囲内に含まれる要素についての値が代入される。また、カウンターウェイト５の回転半径比が各気筒で共通であるとき、アンバランス質量m₁，m₂は、以下の式２のように表現される。ただし、オーバーバランス率δ₁が同一であるからといって、必ずしもアンバランス質量m₁，m₂は同一ではなく、異なる値を取り得る。

r：クランクピン３の回転半径
r_w：カウンターウェイト５の回転半径
m_w：カウンターウェイト５のアンバランス質量（合計値）
m₁：振動中心軸Ｐよりも前方のアンバランス質量
m₂：振動中心軸Ｐよりも後方のアンバランス質量
m_rec：往復質量
m_rot：回転質量

往復質量m_recには、ピストン９の質量，ピストンピン９ａの質量，ピストンリングの質量，コンロッド８の一部分の質量等が含まれる。また、回転質量m_rotには、クランクピン３の質量，ウェブ４の質量，コンロッド８の一部分の質量等が含まれる。典型的には、コンロッド８全体の質量のうちの約1/3が往復質量m_recと見なされ、コンロッド８全体の質量のうちの約2/3が回転質量m_rotと見なされる。

より正確に往復質量m_recと回転質量m_rotとを求めるには、コンロッド８の上端及び下端のそれぞれの等価質量を求めればよい。すなわち、コンロッド８の上端における等価質量を往復質量m_recとし、コンロッド８の下端における等価質量を回転質量m_rotとして、三種類の平衡方程式（力，モーメント，質量慣性）を連立させて解けばよい。なお、式１中の「r_w/r」はカウンターウェイト５の回転半径比である。
前方側のアンバランス質量m₁には、クランクシャフト１に連結されたカウンターウェイト５のうち、エンジン前方側のアンバランス質量が含まれる。また、後方側のアンバランス質量m₂には、エンジン後方側のアンバランス質量が含まれる。

［２−２．端部ウェイトのオーバーバランス率］
クランクプーリ６の前端部ウェイト６ａとドライブプレート７の後端部ウェイト７ａとのそれぞれに対しても、回転軸Ｃに対するオーバーバランス率δ₂が設定される。このオーバーバランス率δ₂は、エンジン１０のクランクケース１１の外部において、エンジン１０にアンバランスを与えるように機能する。

オーバーバランス率δ₂の値は、上記の式１中のアンバランス質量m_wの代わりに前端部ウェイト６ａのアンバランス質量M₁や後端部ウェイト７ａのアンバランス質量M₂を代入することによって算出される。この場合、カウンターウェイト５の回転半径比r_w/rは、以下の式３に示すように、端部ウェイト６ａ，７ａのそれぞれの回転半径比R_W/rに置換される。また、ここではオーバーバランス率δ₂が上記のオーバーバランス率δ₁よりも大きい値に設定される（つまり、0≦δ₁＜δ₂である）。

r：クランクピン３の回転半径
R_w：端部ウェイト６ａ，７ａのそれぞれの回転半径
M_w：端部ウェイト６ａ，７ａのそれぞれのアンバランス質量
m_rec：往復質量
m_rot：回転質量

ただし、クランクケース１１の内部におけるオーバーバランス率δ₁との加算値（δ₁＋δ₂）が100[%]以下となるように、オーバーバランス率δ₂の値が設定される。具体的には、オーバーバランス率δ₂が、オーバーバランス率δ₁以上の値に設定される。また、オーバーバランス率δ₁との加算値（δ₁＋δ₂）は、例えば0〜100[%]の範囲内で設定される。

直列三気筒のエンジン１０では、カウンターウェイト５及び端部ウェイト６ａ，７ａをともに考慮した場合のトータルのオーバーバランス率δが、作動時の自由慣性モーメントの割合に影響を与える。すなわち、図３に示すように、トータルのオーバーバランス率δが0[%]のとき、エンジン１０のヨーイングモーメントが0となり、ピッチングモーメントが残留する。トータルのオーバーバランス率δが上昇するほど、ヨーイングモーメントが増加する代わりに、ピッチングモーメントが減少する。オーバーバランス率が100[%]のとき、ピッチングモーメントが0となり、ヨーイングモーメントが残留する。ピッチングモーメントとヨーイングモーメントとの加算値は、トータルのオーバーバランス率δの大小に関わらず一定となる。この点、上記のエンジン１０では、トータルのオーバーバランス率δが100[%]以下の値に制限されるため、ヨーイングモーメントが過大になることなく、ピッチングモーメントが抑制される。

前端部ウェイト６ａのオーバーバランス率δ₂と後端部ウェイト７ａのオーバーバランス率δ₂とは、同一の値に設定される。ただし、前述の通りオーバーバランス率δ₂が同一であるからといって、必ずしもアンバランス質量M₁，M₂は同一ではなく、異なる値を取り得る。例えば、アンバランス質量の設定位置がクランクシャフト１の回転軸Ｃから離れるほど（回転半径が増大するほど）、同一のオーバーバランス率δ₂を与えるアンバランス質量が減少する。

［２−３．アンバランス質量によるモーメント］
振動中心軸Ｐよりも前方側のカウンターウェイト５のアンバランス質量m₁までの距離（重心位置までの距離）をl₁とおき、後方側のカウンターウェイト５のアンバランス質量m₂までの距離をl₂とおく。上記のエンジン１０では、ピッチング方向の振動中心軸Ｐに対して、前方側のアンバランス質量m₁により発生するモーメントm₁l₁と、後方側のアンバランス質量m₂により発生するモーメントm₂l₂とがほぼ同一となるように、距離l₁，l₂に対するアンバランス質量m₁，アンバランス質量m₂が設定される（つまり、m₁l₁≒m₂l₂）。これにより、クランクシャフト１の回転とともに動的に変動する振動中心軸Ｐまわりのピッチングモーメントが生じることになり、エンジン１０のピッチング振動が抑制される。

なお、各気筒のピストン９に連結された二つのカウンターウェイト５が同一形状であるとき、上記の距離l₁は、第一気筒及び第二気筒のシリンダー中心間距離に対応し、上記の距離l₂は第二気筒及び第三気筒のシリンダー中心間距離に対応する。また、シリンダー中心間距離が一定であるとき、上記の距離l₁，l₂は同一の値となる。この場合、前方側のアンバランス質量m₁と後方側のアンバランス質量m₂とが同一となる。

また、振動中心軸Ｐから前端部ウェイト６ａ（アンバランス質量M₁の重心位置）までのクランク軸方向距離をL₁とおき、振動中心軸Ｐから後端部ウェイト７ａ（アンバランス質量M₂の重心位置）までのクランク軸方向距離をL₂とおく。上記のエンジン１０では、振動中心軸Ｐに対して、前端部ウェイト６ａのアンバランス質量M₁により発生するモーメントM₁L₁と、後端部ウェイト７ａのアンバランス質量M₂により発生するモーメントM₂L₂とがほぼ同一となるように、クランクプーリ６，ドライブプレート７のアンバランス質量M₁，M₂が設定される（つまり、m₁l₁＋M₁L₁≒m₂l₂＋M₂L₂）。これにより、エンジン１０のクランクケース１１の内部だけでなく、クランクケース１１の外部をも含んだエンジン１０の全体で、クランクシャフト１の回転とともに動的に変動する振動中心軸Ｐまわりのピッチングモーメントが生じ、エンジン１０のピッチング振動が抑制される。

さらに、上記のエンジン１０では、振動中心軸Ｐから前端部ウェイト６ａまでの距離L₁が、後端部ウェイト７ａまでの距離L₂よりも長くなるように、クランクプーリ６，ドライブプレート７の位置が設定される（つまり、L₁＞L₂）。これにより、前端部ウェイト６ａのアンバランス質量M₁が後端部ウェイト７ａのアンバランス質量M₂よりも小さくなる（つまり、M₁＜M₂）。

［３．作用，効果］
（１）上記のエンジン１０では、クランクケース１１の外部におけるオーバーバランス率δ₂が、クランクケース１１の内部におけるオーバーバランス率δ₁よりも大きく設定される。これにより、エンジン１０全体のオーバーバランス率δの調整幅を増大させることができる。例えば、クランクシャフト１の前端部及び後端部に設けられる端部ウェイト６ａ，７ａのアンバランス質量M₁，M₂を調節することで、カウンターウェイト５に変更を加えることなく、エンジン１０全体のオーバーバランス率δを調整することができる。これにより、エンジン１０が搭載される車種，車両ごとに（具体的には、車両のグレードや仕様，仕向地の種類等に応じて）オーバーバランス率を変更することが容易となり、車両設計の自由度を高めることができる。

ここで、具体的なオーバーバランス率の設定例を以下の表１に示す。

設定Ａは、クランクケース１１の内部におけるオーバーバランス率δ₁を20[%]とし、クランクケース１１の外部におけるオーバーバランス率δ₂を60[%]としたものであり、トータルのオーバーバランス率δは80[%]である。このエンジン１０を他の車種に適用する際に、トータルのオーバーバランス率δを半減させたい場合（設定Ｂ）には、クランクケース１１の外部におけるオーバーバランス率δ₂のみを変更して20[%]にすればよい。つまり、クランクケース１１の内部におけるオーバーバランス率δ₁の変更が不要であり、換言すればカウンターウェイト５を変更する必要がない。

さらに、クランクケース１１の外部におけるオーバーバランス率δ₂を0[%]まで減少させれば、トータルのオーバーバランス率δが設定Ａの1/4まで低下する（設定Ｃ）。このような調整代の幅は、変更前のオーバーバランス率δ₁，δ₂の値に依って変化する。しかし、上記のエンジン１０では、常にδ₁＜δ₂という関係が成立するため、オーバーバランス率δ₁の値の大小に関わらず、少なくともトータルのオーバーバランス率δを半減させることが可能である。したがって、車両設計の自由度が向上し、より柔軟な設計が可能となる。

また、カウンターウェイト５と端部ウェイト６ａ，７ａとを併用することで、ピッチングモーメントとヨーイングモーメントとの関係を一定に保ちつつ、カウンターウェイト５の重量を減少させることができ、エンジン１０を軽量化することができる。さらに、端部ウェイト６ａ，７ａがクランクシャフト１の両端部に設けられるため、端部ウェイト６ａ，７ａにおけるアンバランス質量M₁，M₂の増分がわずかであっても、ピッチング，ヨーイングの中心位置を大きく移動させることができる。つまり、端部ウェイト６ａ，７ａのアンバランス質量M₁，M₂を微調節することによって、カウンターウェイト５の重量を変化させることなく、エンジン１０の車載時におけるピッチング，ヨーイングの中心位置（重心位置）を移動させることができる。したがって、エンジン１０の車載時における振動特性を改善することが容易となる。

（２）上記のエンジン１０では、カウンターウェイト５のオーバーバランス率δ₁が0[%]以上に設定されるとともに、トータルのオーバーバランス率δが100[%]以下に設定される。このようなオーバーバランス率の設定範囲における直列三気筒エンジンの自由慣性モーメント（ピッチングモーメント及びヨーイングモーメント）の値は、図３に示すように、片方を抑制すればもう片方が増加するようなトレードオフの関係となる。

一方、トータルのオーバーバランス率δは、0＜δ≦100[%]の範囲外に設定されないことから、少なくともピッチングモーメント及びヨーイングモーメントの値をともに正の範囲内に留めることができる。つまり、自由慣性モーメントの絶対値の合計が過大にならない範囲でトータルのオーバーバランス率δを設定することができる。したがって、車両設計の自由度を高めつつ、エンジン１０の振動特性を改善することができ、すなわち、振動特性が改善された、より生産性の高い車両設計を実現することができる。

（３）上記のエンジン１０では、図２に示すように、第二気筒の直下に設定されたピッチング方向の振動中心軸Ｐを基準として、前方側のアンバランス質量m₁と後方側のアンバランス質量m₂とが釣り合う（m₁l₁≒m₂l₂）ように設定される。このような設定により、振動中心軸Ｐまわりに発生するピッチングモーメントでエンジン１０のピッチング振動を抑制することができる。したがって、振動特性が改善された、より生産性の高い車両設計を実現することができる。

（４）また、このような振動中心軸Ｐまわりのピッチングモーメントは、クランクケース１１の内部だけでなく、クランクケース１１の外部をも含んだエンジン１０の全体で生成される。すなわち、前端部ウェイト６ａのアンバランス質量M₁と後端部ウェイト７ａのアンバランス質量M₂とが釣り合う（m₁l₁＋M₁L₁≒m₂l₂＋M₂L₂）ように設定される。このような設定により、クランクケース１１の外部をも含んだエンジン１０の全体で、ピッチング振動をより効果的に抑制することができる。

（５）上記のエンジン１０では、クランクケース１１の外部におけるオーバーバランス率δ₂が、クランクケース１１の内部におけるオーバーバランス率δ₁よりも大きく設定される。このことは、クランクケース１１の内部のアンバランス質量（例えばm₁，m₂）と外部のアンバランス質量（例えばM₁，M₂）との役割分担に関して、前者での不足分を後者で補うのではなく、所望のアンバランスを与えるための質量を基本的には後者で賄うことを意味する。したがって、前者のアンバランス質量（m₁，m₂）を最小限に抑えることができる。

なお、エンジン１０に求められる振動特性は、エンジン１０の支持方式やエンジンマウントの種類等に応じて多様に変化する。例えば、直列三気筒のエンジン１０において、ピッチング振動を抑えてヨーイング振動をエンジンマウントで解消するのが良いのか、それともヨーイング振動を抑えてピッチング振動をマウントで解消するのが良いのか、という問題に対し、唯一無二の回答が存在する訳ではない。

一方、上記のエンジン１０では、このような問題に対し、ヨーイング振動を抑えたい場合には、端部ウェイト６ａ，７ａのアンバランス量のみを減少させることによって、エンジン１０のトータルのオーバーバランス率δを容易に低下させることができる。反対に、ピッチング振動を抑えたい場合には、端部ウェイト６ａ，７ａのアンバランス量M₁，M₂のみを増加させることによって、エンジン１０のトータルのオーバーバランス率δを容易に上昇させることができる。このとき、エンジン１０のアンバランス特性が、m₁l₁＋M₁L₁≒m₂l₂＋M₂L₂となるように各々のアンバランス質量M₁，M₂が設定されるため、重心位置の移動によって振動特性が大きく変化することもない。したがって、エンジン１０の支持方式の選択やエンジンマウントの設計における自由度を向上させることができるというメリットがある。

［４．変形例］
上述の実施形態では、クランクシャフト１のウェブ４と一体に形成されたカウンターウェイト５を例示したが、カウンターウェイト５が設けられる位置はこれに限定されない。例えば、クランクシャフト１のクランクジャーナル２やクランクピン３に対して何らかのアンバランス質量を設定してもよい。

前端部ウェイト６ａ，後端部ウェイト７ａに関しても同様であり、例えばクランクシャフト１に固定されるフライホイール上にアンバランス質量を設定してもよいし、あるいはクランクシャフト１の端部近傍に直接的にアンバランス質量を与える部位を形成してもよい。

また、上記のエンジン１０では、直列三気筒のエンジン１０を例示したが、エンジンの気筒数や気筒配置に関してはこれに限定されない。例えば、直列五気筒のエンジンにおいては、直列三気筒のエンジンと同様の自由慣性モーメントが発生しうる。このような場合に上記構成を適用することで、上述の実施形態と同様の効果を奏するものとなる。

なお、複数の気筒を直列に配置した直列エンジンだけでなく、Ｖ型エンジンやＶＲ型エンジン，Ｗ型エンジン，水平対向型エンジン，星形エンジン，単気筒エンジン等への適用も可能である。また、ディーゼルエンジン，ガソリンエンジンといった燃焼方式も不問であり、さらには四ストロークエンジンだけでなく二ストロークエンジンへの適用も可能である。

１クランクシャフト
５カウンターウェイト
６クランクプーリ
６ａ前端部ウェイト（端部ウェイト）
７ドライブプレート
７ａ後端部ウェイト（端部ウェイト）
Ｃ回転軸
Ｐ振動中心軸
δ₁，δ₂ オーバーバランス率

Claims

クランクシャフトに設けられ、クランクシャフトの回転軸に対するアンバランス質量を与えるとともに、０［％］以上の値のオーバーバランス率が設定されたカウンターウェイトと、
前記クランクシャフトの両端部のそれぞれに設けられ、前記回転軸に対するアンバランス質量を与える端部ウェイトと、を備え、
前記端部ウェイトのオーバーバランス率が、前記カウンターウェイトのオーバーバランス率よりも大きな値に設定される
ことを特徴とする、エンジン。
前記カウンターウェイトのオーバーバランス率と前記端部ウェイトのオーバーバランス率との加算値が１００［％］以下の値に設定される
ことを特徴とする、請求項１記載のエンジン
前記エンジンのピッチング方向の振動中心軸よりもフロント側における前記カウンターウェイトのアンバランス質量と、前記振動中心軸よりもリヤ側における前記カウンターウェイトのアンバランス質量とが釣り合うように設定される
ことを特徴とする、請求項１又は２記載のエンジン。
前記エンジンのピッチング方向の振動中心軸よりもフロント側に配置された前記端部ウェイトのアンバランス質量と、前記振動中心軸よりもリヤ側に配置された前記端部ウェイトのアンバランス質量とが釣り合うように設定される
ことを特徴とする、請求項１〜３の何れか１項に記載のエンジン。