JP6578239B2 - Ｖ型エンジン - Google Patents

Description

本発明は、Ｖ型エンジンに関し、詳しくは、クランクシャフトの軸方向で隣り合う２つのクランクピンがクランクシャフトの周方向で異なる位置に配置されたＶ型エンジンに関する。

エンジンには、例えば、レシプロエンジンがある。レシプロエンジンは、ピストンの往復運動をクランクシャフトの回転運動に変換する運動変換機構（以下、ピストン・クランク機構）を備える。

レシプロエンジンには、複数のシリンダを備えるエンジン（以下、多気筒エンジン）がある。多気筒エンジンには、例えば、直列型エンジンと、Ｖ型エンジンとがある。

直列型エンジンでは、複数のシリンダがクランクシャフトの軸方向に沿って直列に並んでおり、且つ、複数のシリンダの各々が有するシリンダ軸線は互いに平行である。これに対して、Ｖ型エンジンでは、クランクシャフトの軸方向で隣り合う２つのシリンダの一方が有するシリンダ軸線は、他方が有するシリンダ軸線に対して傾斜している。Ｖ型エンジンは、直列型エンジンと比べて、クランクシャフトの軸方向でのサイズを小さくすることができる。

レシプロエンジンでは、ピストン・クランク機構の動作に伴って発生する慣性力に起因する振動が問題になる。具体的には、ピストン・クランク機構の往復運動質量による慣性力の１次成分（１次慣性力）に起因する振動と、当該慣性力の２次成分（２次慣性力）に起因する振動とが問題になる。

このような振動を低減するために、例えば、バランサ機構を採用することが考えられる。バランサ機構は、例えば、特開昭６３−２０８６２０号公報に開示されている。

上記公報には、Ｖ型４気筒エンジンのバランサ装置が開示されている。バランサ装置は、１本の１次振動用バランサと、２本の２次振動用バランサとを含む。１次振動用バランサは、出力軸と等しい回転速度で、出力軸とは逆方向に回転する。１次振動用バランサは、１次往復慣性力に起因する振動を低減する。２次振動用バランサの各々は、出力軸の２倍の回転速度で回転する。一方の２次振動用バランサは、出力軸と同じ方向に回転する。他方の２次振動用バランサは、出力軸と逆方向に回転する。２次振動用バランサは、２次往復慣性力に起因する振動を低減する。

特開昭６３−２０８６２０号公報

上記のようなバランサ装置を備えると、エンジンの総重量が増加するという問題がある。加えて、上記のバランサ装置では、２次振動用バランサにより、２次慣性力が並進力として作用することによる振動を低減している。そのため、２次振動用バランサの配置や、そのアンバランスウェイトの大きさが制約されるという問題がある。

本発明の目的は、バランサ機構を備えていなくても、１次慣性力及び２次慣性力に起因する振動を低減することができるＶ型エンジンを提供することである。

課題を解決するための手段及び発明の効果

本発明の実施の形態によるＶ型エンジンは、クランクシャフトと、第１ピストンと、第１コンロッドと、第２ピストンと、第２コンロッドと、第３ピストンと、第３コンロッドと、第４ピストンと、第４コンロッドとを備える。第１ピストンは、第１シリンダ内で往復移動可能に配置されている。第１コンロッドは、第１ピストンをクランクシャフトに連結する。第２ピストンは、第２シリンダ内で往復移動可能に配置されている。第２シリンダは、クランクシャフトの軸方向で第１シリンダの隣に位置する。第２シリンダは、クランクシャフトの軸方向から見て、第１シリンダが有するシリンダ軸線と交差する方向に延びるシリンダ軸線を有する。第２コンロッドは、第２ピストンをクランクシャフトに連結する。第３ピストンは、第３シリンダ内で往復移動可能に配置されている。第３シリンダは、クランクシャフトの軸方向で第２シリンダの隣に位置する。第３シリンダは、第１シリンダが有するシリンダ軸線と平行なシリンダ軸線を有する。第３コンロッドは、第３ピストンをクランクシャフトに連結する。第４ピストンは、第４シリンダ内で往復移動可能に配置されている。第４シリンダは、クランクシャフトの軸方向で第３シリンダの隣に位置する。第４シリンダは、第２シリンダが有するシリンダ軸線と平行なシリンダ軸線を有する。第４コンロッドは、第４ピストンをクランクシャフトに連結する。クランクシャフトは、第１クランクピンと、第２クランクピンと、第３クランクピンと、第４クランクピンと、第１クランクアンバランスと、第２クランクアンバランスと、第３クランクアンバランスと、第４クランクアンバランスと、第１クランクウェブと、第２クランクウェブとを含む。第１クランクピンは、第１コンロッドを揺動可能に支持する。第２クランクピンは、第２コンロッドを揺動可能に支持する。第２クランクピンは、クランクシャフトの周方向で、第１クランクピンとは異なる位置にある。第３クランクピンは、第３コンロッドを揺動可能に支持する。第３クランクピンは、クランクシャフトの周方向で、第１クランクピン及び第２クランクピンとは異なる位置にある。第４クランクピンは、第４コンロッドを揺動可能に支持する。第４クランクピンは、クランクシャフトの周方向で、第１クランクピン、第２クランクピン及び第３クランクピンとは異なる位置にある。第１クランクアンバランスは、第１ピストンが第１シリンダ内で往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分を低減するための慣性力を、クランクシャフトの回転に伴って発生させる。第２クランクアンバランスは、第２ピストンが第２シリンダ内で往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分を低減するための慣性力を、クランクシャフトの回転に伴って発生させる。第３クランクアンバランスは、第３ピストンが第３シリンダ内で往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分を低減するための慣性力を、クランクシャフトの回転に伴って発生させる。第４クランクアンバランスは、第４ピストンが第４シリンダ内で往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分を低減するための慣性力を、クランクシャフトの回転に伴って発生させる。第１シリンダが有するシリンダ軸線と第２シリンダが有するシリンダ軸線との挟み角は、４５°〜７５°の範囲内にある。第３シリンダが有するシリンダ軸線と第４シリンダが有するシリンダ軸線との挟み角は、第１シリンダが有するシリンダ軸線と第２シリンダが有するシリンダ軸線との挟み角と同じである。クランクシャフトの軸心周りでの第１クランクピンと第２クランクピンとの位相差は、３０°〜９０°の範囲内にある。クランクシャフトの軸心周りでの第３クランクピンと第４クランクピンとの位相差は、クランクシャフトの軸心周りでの第１クランクピンと第２クランクピンとの位相差と同じである。クランクシャフトの軸心周りでの第１クランクピンと第３クランクピンとの位相差は、７５°〜１０５°の範囲内にある。クランクシャフトの軸心周りでの第２クランクピンと第４クランクピンとの位相差は、クランクシャフトの軸心周りでの第１クランクピンと第３クランクピンとの位相差と同じである。第１シリンダが有するシリンダ軸線と第２シリンダが有するシリンダ軸線との挟み角βと、クランクシャフトの軸心周りでの第１クランクピンと第２クランクピンとの位相差αとは、以下の関係を満たす。
１６５°−２β≦α≦１９５°−２β

上記Ｖ型エンジンにおいては、バランサ機構を備えていなくても、１次慣性力及び２次慣性力に起因する振動を低減することができる。

本発明の実施の形態による自動二輪車を示す左側面図である。 エンジンの内部構造を示す斜視図である。 一方のピストン・クランク機構の概略構成を示す模式図である。 クランクシャフトが図３に示す状態から９０°回転した状態を示す模式図である。 他方のピストン・クランク機構の概略構成を示す模式図である。 ４つのクランクピンの位置関係を示す説明図である。 一方のピストン・クランク機構の概略構成を示す模式図である。 一方のピストン・クランク機構に発生する１次慣性力であって、２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置にあるときに発生する１次慣性力を示す説明図である。 ２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置にあるときに、一方のピストン・クランク機構に発生する１次慣性力の各々が並進力として作用することを示す説明図である。 ２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置にあるときに、一方のピストン・クランク機構に発生する１次慣性力が偶力として作用することを示す説明図である。 ２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置にあるときに、一方のピストン・クランク機構に発生する１次慣性力からなる偶力の法線ベクトルを示す説明図である。 一方のピストン・クランク機構に発生する１次慣性力であって、２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置から９０°進んだ位置にあるときに発生する１次慣性力を示す説明図である。 ２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置から９０°進んだ位置にあるときに、一方のピストン・クランク機構に発生する１次慣性力の各々が偶力として作用することを示す説明図である。 ２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置から９０°進んだ位置にあるときに、一方のピストン・クランク機構に発生する１次慣性力が並進力として作用することを示す説明図である。 ２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置から９０°進んだ位置にあるときに、一方のピストン・クランク機構に発生する１次慣性力からなる偶力の法線ベクトルを示す説明図である。 １次慣性偶力の大きさを調整するためのアンバランスの配置を示す説明図であって、２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置にあるときの配置を示す説明図である。 ２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置にあるときに、１次慣性偶力が大きくなることを示す説明図である。 １次慣性偶力の大きさを調整するためのアンバランスの配置を示す説明図であって、２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置から９０°進んだときの配置を示す説明図である。 ２つのクランクピンのクランクシャフトの周方向での中間点が基準位置から９０°進んだときに、１次慣性偶力が小さくなることを示す説明図である。 エンジンに発生する１次慣性偶力であって、図７に示すｘ軸周りに発生する１次慣性偶力の大きさとクランクシャフトの回転角度との関係を示すグラフである。 エンジンに発生する１次慣性偶力であって、図７に示すｙ軸周りに発生する１次慣性偶力の大きさとクランクシャフトの回転角度との関係を示すグラフである。 エンジンに発生する２次慣性偶力であって、図７に示すｘ軸周りに発生する２次慣性偶力の大きさとクランクシャフトの回転角度との関係を示すグラフである。 エンジンに発生する２次慣性偶力であって、図７に示すｙ軸周りに発生する２次慣性偶力の大きさとクランクシャフトの回転角度との関係を示すグラフである。

本発明者は、１次慣性力及び２次慣性力に起因する振動を低減するための方策について、鋭意検討した。その結果、以下の知見を得るに至った。

１次慣性力に起因する振動には、１次慣性力が並進力として作用することによる振動と、偶力として作用することによる振動とがある。同様に、２次慣性力に起因する振動には、２次慣性力が並進力として作用することによる振動と、偶力として作用することによる振動とがある。

これらの振動を低減するには、例えば、エンジンを直列４気筒エンジンとし、且つ、クランクシャフトをクロスプレーン式とし、さらに、１次慣性力が偶力として作用することによる振動を低減するためのバランサ（１次偶力バランサ）を備えることが考えられる。ここで、クロスプレーン式のクランクシャフトでは、クランクシャフトの軸方向から見たときに、４つのクランクピンがクランクシャフトの軸心周りで等間隔に配置される。具体的には、第１のクランクピンは、第４のクランクピンに対して、クランクシャフトの軸心周りで１８０°ずれた位置に配置される。第２のクランクピンは、第１のクランクピンに対して、クランクシャフトの軸心周りで、クランクシャフトが回転する方向に９０°ずれた位置に配置される。第２のクランクピンは、第３のクランクピンに対して、クランクシャフトの軸心周りで１８０°ずれた位置に配置される。第３のクランクピンは、第４のクランクピンに対して、クランクシャフトの軸心周りで９０°ずれた位置に配置される。

このようなエンジンでは、上記の４種類の振動を低減することができる。しかしながら、この場合には、以下のような問題が発生する。

直列４気筒エンジンでは、４つのシリンダがクランクシャフトの軸方向に並んで配置され、且つ、各シリンダのシリンダ軸線が互いに平行である。そのため、クランクシャフトの軸方向で隣り合う２つのシリンダの間隔が大きくなる。その結果、エンジンのクランクシャフトの軸方向でのサイズが大きくなるという問題がある。

加えて、直列４気筒エンジンでは、クランクシャフトの軸方向で隣り合う２つのシリンダの間隔が大きくなるために、エンジンに発生する偶力が大きくなる。その結果、振動の低減に必要なアンバランスが大きくなる。つまり、エンジンの重量が増えるという問題がある。

エンジンのクランクシャフトの軸方向でのサイズを小さくするには、直列型エンジンではなく、Ｖ型エンジンとすればよい。そこで、本発明者は、Ｖ型４気筒エンジンとすることで、クランクシャフトの軸方向でのサイズを小さくしつつ、上記の４種類の振動を低減するための構造について、鋭意検討した。その結果、本発明を完成するに至った。

以下、図面を参照し、本発明の実施の形態による鞍乗型車両について説明する。本実施形態では、鞍乗型車両として、自動二輪車を例に説明する。図中同一又は相当部分には同一符号を付してその部材についての説明は繰り返さない。なお、以下の説明で参照する図において、矢印Ｆは車両の前方を示し、矢印Ｕは車両の上方を示し、矢印Ｌは車両の左方を示す。

図１は、本発明の実施の形態による自動二輪車１０の左側面図である。自動二輪車１０は、車体フレーム１２及びエンジン１４を備える。

車体フレーム１２は、ステアリングシャフトが挿通されたヘッドパイプを含む。ステアリングシャフトの上端には、ハンドル１６が配置されている。ステアリングシャフトの下端には、フロントフォーク１８が配置されている。フロントフォーク１８は、前輪２０Ｆを回転可能に支持する。

エンジン１４は、車体フレーム１２によって支持されている。エンジン１４の動力が後輪２０Ｒに伝達されることにより、後輪２０Ｒが回転する。

図２を参照しながら、エンジン１４について説明する。図２は、エンジン１４の内部構造を示す斜視図である。

エンジン１４は、４サイクルのＶ型４気筒エンジンである。エンジン１４は、ピストン・クランク機構１４１を備える。ピストン・クランク機構１４１は、４つのピストン２２１、２２２、２２３、２２４と、４つのコンロッド２４１、２４２、２４３、２４４と、クランクシャフト２６とを含む。

エンジン１４を２つのＶ型２気筒エンジンがクランクシャフト２６の軸方向に並んだものとして考える。つまり、ピストン・クランク機構１４１を、ピストン・クランク機構１４１１と、ピストン・クランク機構１４１２とを含むものとして考える。ピストン・クランク機構１４１１は、２つのピストン２２１、２２２と、２つのコンロッド２４１、２４２と、クランクシャフト２６とを含む。ピストン・クランク機構１４１２は、２つのピストン２２３、２２４と、２つのコンロッド２４３、２４４と、クランクシャフト２６とを含む。

図３を参照しながら、ピストン・クランク機構１４１１について説明する。図３は、ピストン・クランク機構１４１１の概略構成を示す模式図である。

ピストン２２１は、シリンダ３０１内に位置する。ピストン２２１は、シリンダ３０１の中心軸線（以下、シリンダ軸線３０１Ｌ）上を往復移動可能に配置されている。

ピストン２２２は、シリンダ３０２内に位置する。ピストン２２２は、シリンダ３０２の中心軸線（以下、シリンダ軸線３０２Ｌ）上を往復移動可能に配置されている。

コンロッド２４１は、ピストン２２１と、クランクシャフト２６とを連結する。具体的には、コンロッド２４１の一端は、ピストンピン２３１を介して、ピストン２２１に連結されている。コンロッド２４１の他端は、クランクピン２５１を介して、クランクシャフト２６に連結されている。

コンロッド２４２は、ピストン２２２と、クランクシャフト２６とを連結する。具体的には、コンロッド２４２の一端は、ピストンピン２３２を介して、ピストン２２２に連結されている。コンロッド２４２の他端は、クランクピン２５２を介して、クランクシャフト２６に連結されている。

クランクピン２５１の軸心２５１Ｃとクランクピン２５２の軸心２５２Ｃとの中間（クランクシャフト２６の軸心２６Ｃ周りの周方向での中間）に位置する点Ｐ１２が直線Ｌ１２１上に位置する場合を想定する。直線Ｌ１２１は、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃを通過し、クランクシャフト２６の軸方向から見たときに、２つのシリンダ軸線３０１Ｌ及び３０２Ｌによる挟み角β１２を２等分する直線である。ピストン・クランク機構１４１１では、点Ｐ１２が直線Ｌ１２１上に位置する場合、クランクシャフト２６の軸方向から見て、コンロッド２４１は、コンロッド２４２と交差する。

図４を参照しながら、角度α１２及びβ１２について説明する。図４は、クランクシャフト２６が図３に示す状態から９０°回転した状態を示す。つまり、図４では、点Ｐ１２が直線Ｌ１２２上に位置する。直線Ｌ１２２は、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃを通過し、クランクシャフト２６の軸方向から見たときに、直線Ｌ１２１と直交する直線である。

ピストン・クランク機構１４１１では、２つのシリンダ軸線３０１Ｌ及び３０２Ｌによる挟み角β１２は、６０°に設定されている。挟み角β１２は、厳密な意味で、６０°でなくてもよい。挟み角β１２は、例えば、６０°±１５°の範囲内であればよい。

挟み角β１２は、好ましくは、５０°以上であり、より好ましくは、５５°以上である。挟み角β１２は、好ましくは、７０°以下であり、より好ましくは、６５°以下である。

ピストン・クランク機構１４１１では、クランクピン２５１とクランクピン２５２とが、クランクシャフト２６の周方向で異なる位置に配置されている。つまり、ピストン・クランク機構１４１１は、位相クランクを有する。

ピストン・クランク機構１４１１では、クランクシャフト２６の周方向でのクランクピン２５１とクランクピン２５２との位相差、つまり、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃとクランクピン２５１の軸心２５１Ｃとを結ぶ直線Ｌ２１と、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃとクランクピン２５２の軸心２５２Ｃとを結ぶ直線Ｌ２２とが為す角度α１２は、６０°に設定されている。

位相差（角度α１２）は、厳密な意味で、６０°でなくてもよい。位相差（角度α１２）は、例えば、６０°±３０°の範囲内であればよい。

位相差（角度α１２）は、好ましくは、４０°以上であり、より好ましくは、５０°以上である。位相差（角度α１２）は、好ましくは、８０°以下であり、より好ましくは、７０°以下である。

ピストン・クランク機構１４１１では、位相差（角度α１２）と、挟み角β１２とは、以下の関係を満たしていればよい。
１６５°−２・β１２≦α１２≦１９５°−２・β１２

位相差（角度α１２）は、好ましくは、１７０°−２・β１２以上であり、より好ましくは、１７５°−２・β１２以上である。位相差（角度α１２）は、好ましくは、１９０°−２・β１２以下であり、より好ましくは、１８５°−２・β１２以下である。

再び、図３を参照しながら、説明する。クランクシャフト２６は、その軸心２６Ｃ周りで回転可能に配置されている。クランクシャフト２６の軸方向は、車両の左右方向と一致している。なお、クランクシャフト２６の軸方向は、厳密な意味で、車両の左右方向と一致していなくてもよい。クランクシャフト２６は、アンバランス２６Ａを含む。

アンバランス２６Ａは、クランクシャフト２６の回転に伴って慣性力を発生する。当該慣性力を利用して、ピストン・クランク機構１４１１の動作に伴って発生する１次慣性力に起因する振動を低減する。

アンバランス２６Ａの大きさ（アンバランス量）は、ピストン・クランク機構１４１１の動作に伴って発生する１次慣性力の大きさに応じて設定される。アンバランス２６Ａの大きさは、例えば、ピストン・クランク機構１４１１の往復運動質量を基準にして設定される。

図２に示すように、クランクシャフト２６は、クランクウェブ２６１と、クランクウェブ２６２と、クランクウェブ２６３とを含む。クランクウェブ２６１、クランクウェブ２６２及びクランクウェブ２６３は、クランクシャフト２６の軸方向に並んでいる。

クランクウェブ２６１と、クランクウェブ２６２との間には、クランクピン２５１（図３参照）が配置されている。クランクピン２５１は、クランクウェブ２６１とクランクウェブ２６２とを連結している。

クランクウェブ２６２と、クランクウェブ２６３との間には、クランクピン２５２（図３参照）が配置されている。クランクピン２５２は、クランクウェブ２６２とクランクウェブ２６３とを連結している。

アンバランス２６Ａは、クランクウェブ２６１、クランクウェブ２６２及びクランクウェブ２６３に分配されている。なお、アンバランス２６Ａは、クランクウェブ２６１、クランクウェブ２６２及びクランクウェブ２６３に対して、均等に分配されていなくてもよい。また、アンバランス２６Ａは、クランクウェブ２６１及びクランクウェブ２６３に分配されていてもよい。

ピストン・クランク機構１４１１においては、ピストン２２１、２２２の往復運動が、クランクシャフト２６の回転運動に変換される。つまり、ピストン・クランク機構１４１１は、運動変換機構として機能する。

図５を参照しながら、ピストン・クランク機構１４１２について説明する。図５は、ピストン・クランク機構１４１２の概略構成を示す模式図である。

ピストン２２３は、シリンダ３０３内に位置する。ピストン２２３は、シリンダ３０３の中心軸線（以下、シリンダ軸線３０３Ｌ）上を往復移動可能に配置されている。

ピストン２２４は、シリンダ３０４内に位置する。ピストン２２４は、シリンダ３０４の中心軸線（以下、シリンダ軸線３０４Ｌ）上を往復移動可能に配置されている。

コンロッド２４３は、ピストン２２３と、クランクシャフト２６とを連結する。具体的には、コンロッド２４３の一端は、ピストンピン２３３を介して、ピストン２２３に連結されている。コンロッド２４３の他端は、クランクピン２５３を介して、クランクシャフト２６に連結されている。

コンロッド２４４は、ピストン２２４と、クランクシャフト２６とを連結する。具体的には、コンロッド２４４の一端は、ピストンピン２３４を介して、ピストン２２４に連結されている。コンロッド２４４の他端は、クランクピン２５４を介して、クランクシャフト２６に連結されている。

図５を参照しながら、角度α３４及びβ３４について説明する。ピストン・クランク機構１４１２では、２つのシリンダ軸線３０３Ｌ及び３０４Ｌによる挟み角β３４は、６０°に設定されている。

挟み角β３４は、厳密な意味で、６０°でなくてもよい。挟み角β３４は、例えば、６０°±１５°の範囲内であればよい。

挟み角β３４は、好ましくは、５０°以上であり、より好ましくは、５５°以上である。挟み角β３４は、好ましくは、７０°以下であり、より好ましくは、６５°以下である。

ピストン・クランク機構１４１２では、クランクピン２５３とクランクピン２５４とが、クランクシャフト２６の周方向で異なる位置に配置されている。つまり、ピストン・クランク機構１４１２は、位相クランクを有する。

ピストン・クランク機構１４１２では、クランクシャフト２６の周方向でのクランクピン２５３とクランクピン２５４との位相差、つまり、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃとクランクピン２５３の軸心２５３Ｃとを結ぶ直線Ｌ２３と、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃとクランクピン２５４の軸心２５４Ｃとを結ぶ直線Ｌ２４とが為す角度α３４は、６０°に設定されている。

位相差（角度α３４）は、厳密な位置で、６０°でなくてもよい。位相差（角度α３４）は、例えば、６０°±３０°の範囲内であればよい。

位相差（角度α３４）は、好ましくは、４０°以上であり、より好ましくは、５０°以上である。位相差（角度α３４）は、好ましくは、８０°以下であり、より好ましくは、７０°以下である。

ピストン・クランク機構１４１２では、位相差（角度α３４）と、挟み角β３４とは、以下の関係を満たしていればよい。
１６５°−２・β３４≦α３４≦１９５°−２・β３４

位相差（角度α３４）は、好ましくは、１７０°−２・β３４以上であり、より好ましくは、１７５°−２・β３４以上である。位相差（角度α３４）は、好ましくは、１９０°−２・β３４以下であり、より好ましくは、１８５°−２・β３４以下である。

図５では、クランクピン２５３の軸心２５３Ｃとクランクピン２５４の軸心２５４Ｃとの中間（クランクシャフト２６の周方向での中間）に位置する点Ｐ３４が直線Ｌ３４２上に位置する。

直線Ｌ３４２は、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃを通過し、クランクシャフト２６の軸方向から見たときに、角度α３４を２等分する直線である。直線Ｌ３４２は、直線Ｌ１２２（図３参照）が位置する平面、つまり、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃを含み、直線Ｌ１２１（図３参照）と直交する平面上に位置する。直線Ｌ３４２は、直線Ｌ３４１と直交する。

直線Ｌ３４１は、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃを通過し、クランクシャフト２６の軸方向から見たときに、挟み角β３４を２等分する直線である。直線Ｌ３４１は、直線Ｌ１２１（図３参照）が位置する平面、つまり、クランクシャフト２６の軸心２６Ｃを含み、直線Ｌ１２２（図３参照）と直交する平面上に位置する。

なお、図示はしていないが、ピストン・クランク機構１４１２では、点Ｐ３４が直線Ｌ３４１上に位置する場合、クランクシャフト２６の軸方向から見て、コンロッド２４３は、コンロッド２４４と交差する。

クランクシャフト２６は、アンバランス２６Ｂをさらに含む。アンバランス２６Ｂは、クランクシャフト２６の回転に伴って慣性力を発生する。当該慣性力を利用して、ピストン・クランク機構１４１２の動作に伴って発生する１次慣性力に起因する振動を低減する。

アンバランス２６Ｂの大きさ（アンバランス量）は、ピストン・クランク機構１４１２の動作に伴って発生する１次慣性力の大きさに応じて設定される。アンバランス２６Ｂの大きさは、例えば、ピストン・クランク機構１４１２の往復運動質量を基準にして設定される。

図２に示すように、クランクシャフト２６は、クランクウェブ２６４と、クランクウェブ２６５と、クランクウェブ２６６とをさらに含む。クランクウェブ２６４、クランクウェブ２６５及びクランクウェブ２６６は、クランクシャフト２６の軸方向に並んでいる。

クランクウェブ２６４と、クランクウェブ２６５との間には、クランクピン２５３（図５参照）が配置されている。クランクピン２５３は、クランクウェブ２６４とクランクウェブ２６５とを連結している。

クランクウェブ２６５と、クランクウェブ２６６との間には、クランクピン２５４（図５参照）が配置されている。クランクピン２５４は、クランクウェブ２６５とクランクウェブ２６６とを連結している。

アンバランス２６Ｂは、クランクウェブ２６４、クランクウェブ２６５及びクランクウェブ２６６に分配されている。なお、アンバランス２６Ｂは、クランクウェブ２６４、クランクウェブ２６５及びクランクウェブ２６６に対して、均等に分配されていなくてもよい。また、アンバランス２６Ｂは、クランクウェブ２６４及びクランクウェブ２６６に分配されていてもよい。

ピストン・クランク機構１４１２においては、ピストン２２３、２２４の往復運動が、クランクシャフト２６の回転運動に変換される。つまり、ピストン・クランク機構１４１２は、運動変換機構として機能する。

図６を参照しながら、４つのクランクピン２５１、２５２、２５３、２５４の位置関係について説明する。図６は、４つのクランクピン２５１、２５２、２５３、２５４の位置関係を示す説明図である。

クランクピン２５３は、クランクピン２５１よりも、クランクシャフト２６が回転する方向に９０°進んだ位置にある。クランクピン２５４は、クランクピン２５２よりも、クランクシャフト２６が回転する方向に９０°進んだ位置にある。つまり、ピストン・クランク機構１４１２の点Ｐ３４（図５参照）は、ピストン・クランク機構１４１１の点Ｐ１２（図３参照）に対してクランクシャフト２６が回転する方向に９０°進んだ位置にある。要するに、ピストン・クランク機構１４１２は、ピストン・クランク機構１４１１に対して、クランクシャフト２６が回転する方向に９０°の位相差を有する関係にある。

この位相差は、厳密な意味で、９０°でなくてもよい。位相差は、例えば、９０°±１５°の範囲内であればよい。

位相差は、好ましくは、８０°以上であり、より好ましくは、８５°以上である。位相差は、好ましくは、１００°以下であり、より好ましくは、９５°以下である。

エンジン１４においては、ピストン・クランク機構１４１の動作に伴って発生する慣性力に起因する振動を低減することができる。具体的には、慣性力の１次成分（１次慣性力）に起因する振動と、慣性力の２次成分（２次慣性力）に起因する振動とを低減することができる。以下、その詳細について説明する。

なお、上記のように、エンジン１４は、２つのＶ型２気筒エンジンがクランクシャフト２６の軸方向に並んだものと考えることができる。そこで、以下の説明では、一方のＶ型２気筒エンジンを構成するピストン・クランク機構１４１１について説明し、他方のＶ型２気筒エンジンを構成するピストン・クランク機構１４１２についての説明は省略する。

１．１次慣性力に起因する振動の低減
１次慣性力に起因する振動には、１次慣性力が並進力として作用することに起因する振動と、１次慣性力が偶力として作用することに起因する振動とがある。最初に、１次慣性力が並進力として作用することに起因する振動の低減について、図７を参照しながら説明する。

１−１．並進力として作用する場合
ピストン・クランク機構１４１１の動作に伴って、１次慣性力Ｆ１が発生する。１次慣性力Ｆ１のうち、図７中の上下方向（Ｙ方向）の成分Ｆ１ｙは、以下の式（数１）で表される。

ここで、ｍは、ピストン・クランク機構１４１１における往復運動質量である。ｒは、クランク半径である。ωは、クランクシャフト２６が回転するときの角速度である。ｋは、クランクバランス率（アンバランス量：アンバランスの大きさを示す係数）である。αは、２つのクランクピン２５１、２５２の位相差（図４に示すα１２）である。βは、２つのシリンダ軸線３０１Ｌ、３０２Ｌによる挟み角（図４に示すβ１２）である。γは、点Ｐ１２を基準とした場合のアンバランス２６Ａの位置である。θは、クランクシャフト２６の回転角度である。ただし、θは、点Ｐ１２がＹ軸上（図４に示す直線Ｌ１２１上）に位置する場合を基準とする。

三角関数の公式を用いて、上記の式（数１）を整理すると、以下の式（数２）が得られる。

Ｆ１ｙ＝０が成立するためには、以下の条件（数３及び数４）が成立する必要がある。

上記の条件より、γ＝１８０°となる。ｋは、以下の式（数５）で表される。

１次慣性力Ｆ１のうち、図７中の左右方向（Ｘ方向）の成分Ｆ１ｘは、以下の式（数６）で表される。

三角関数の公式を用いて、上記の式（数６）を整理すると、以下の式（数７）が得られる。

Ｆ１ｘ＝０が成立するためには、以下の条件（数８及び数９）が成立する必要がある。

上記の条件より、γ＝１８０°となる。ｋは、以下の式（数１０）で表される。

以上より、１次慣性力Ｆ１が相殺される場合には、以下の式（数１１及び数１２）が成立する。

クランクバランス率の条件から、以下の式（数１３）が導き出される。

したがって、以下の式（数１４）で表される条件が導き出される。

ここで、以下の式（数１５及び数１６）で表される条件を設定する。

上記の式（数１５及び数１６）を用いて、上記のｋについての式（数５及び数１０）を整理すると、以下の式（数１７及び数１８）が得られる。

以上より、ピストン・クランク機構１４１１に発生する１次慣性力Ｆ１を相殺するには、以下の式（数１９−２１）を満たせばよい。

上記の式（数１９−２１）は、ピストン・クランク機構１４１２に発生する１次慣性力についても、成立する。つまり、エンジン１４では、上記の式（数１９−２１）を満たすのであれば、１次慣性力が並進力として作用することによる振動を相殺することができる。

１−２．偶力として作用する場合
上記のピストン・クランク機構１４１１に発生する１次慣性力Ｆ１は、ピストン２２１の往復移動に伴って発生する１次慣性力と、ピストン２２２の往復移動に伴って発生する１次慣性力との合力である。これらの１次慣性力について、以下に説明する。

先ず、図３に示す場合、つまり、点Ｐ１２が基準位置（図３に示す位置：θ＝０°）にある場合を想定する。この場合、図８に示すように、ピストン２２１の往復移動に伴って発生する１次慣性力Ｆ１１は、シリンダ軸線３０１Ｌ上でクランクシャフト２６の軸心２６Ｃとは反対側に向かって作用する。同様に、ピストン２２２の往復移動に伴って発生する１次慣性力Ｆ１２は、シリンダ軸線３０２Ｌ上でクランクシャフト２６の軸心２６Ｃとは反対側に向かって作用する。そのため、車両の前方から見ると、これらの１次慣性力Ｆ１１、Ｆ１２は、図９Ａに示すように、並進力として作用する。ところが、車両の下方から見ると、これらの１次慣性力Ｆ１１、Ｆ１２は、図９Ｂに示すように、偶力Ｃ１２として作用する。偶力Ｃ１２は、クランクシャフト２６の軸方向に対して直交する方向に延びる軸線周りに発生する。

ここで、偶力Ｃ１２の法線ベクトルを規定する。法線ベクトルの大きさは、偶力Ｃ１２の大きさを示す。法線ベクトルの方向は、クランクシャフト２６の軸方向に対して直交する方向であって、偶力Ｃ１２を右ねじに作用する力と考える場合に、右ねじが進む方向である。点Ｐ１２が基準位置（図３又は図８に示す位置：θ＝０°）にあるとき、図９Ｃに示すように、偶力Ｃ１２の法線ベクトルＶ１２は、真上を向いている。

偶力Ｃ１２の法線ベクトルの大きさＣは、以下の式（数２２）で表される。

ここで、Ａ及びＢは、以下の式（数２３及び数２４）で表される。

ただし、Ｌｐ１２は、クランクシャフト２６の軸方向でのシリンダ軸線３０１Ｌとシリンダ軸線３０２Ｌとの距離（２つのシリンダ３０１、３０２の中心間距離）である。φ１は、クランクピン２５１（図３参照）の回転角度である。φ２は、クランクピン２５２（図３参照）の回転角度である。なお、クランクピン２５１の回転角度は、ピストン２２１が上死点に位置するときのクランクピン２５１の位置を基準（φ１＝０°）とする。同様に、クランクピン２５２の回転角度は、ピストン２２２が上死点に位置するときのクランクピン２５２の位置を基準（φ２＝０°）とする。

続いて、図４に示す場合、つまり、点Ｐ１２が基準位置（図３に示す位置：θ＝０°）から９０°進んだ場合を想定する。この場合、図１０に示すように、ピストン２２１の往復移動に伴って発生する１次慣性力Ｆ１１は、シリンダ軸線３０１Ｌ上でクランクシャフト２６の軸心２６Ｃに向かって作用する。これに対して、ピストン２２２の往復移動に伴って発生する１次慣性力Ｆ１２は、シリンダ軸線３０２Ｌ上でクランクシャフト２６の軸心２６Ｃとは反対側に向かって作用する。そのため、車両の前方から見ると、これらの１次慣性力Ｆ１１、Ｆ１２は、図１１Ａに示すように、偶力Ｃ１２として作用する。ところが、車両の下方から見ると、これらの１次慣性力Ｆ１１、Ｆ１２は、図１１Ｂに示すように、並進力として作用する。偶力Ｃ１２の法線ベクトルＶ１２は、図１１Ｃに示すように、真後ろを向いている。図８に示す状態から図１０に示す状態へとクランクシャフト２６が回転するとき、偶力Ｃ１２の法線ベクトルＶ１２は、クランクシャフト２６とは反対の方向に回転する。

上記の式（数２２−２４）を用いて計算すれば明らかなように、偶力Ｃ１２の法線ベクトルＶ１２の大きさは、点Ｐ１２が基準位置（図３に示す位置：θ＝０°）にあるとき、及び、基準位置から１８０°進んだときに最小となる。また、偶力Ｃ１２の法線ベクトルＶ１２の大きさは、点Ｐ１２が基準位置から９０°進んだとき、及び、基準位置から２７０°進んだときに最大となる。つまり、偶力Ｃ１２の法線ベクトルＶ１２の先端が描く軌跡は、図９Ｃ及び図１１Ｃに二点鎖線で示すように、楕円となる。要するに、偶力Ｃ１２の大きさは、クランクシャフト２６の回転角度によって変化する。なお、このような偶力（１次慣性偶力）は、ピストン・クランク機構１４１２においても、同様に、発生する。

これらの１次慣性偶力の各々の大きさを、クランクシャフト２６の回転角度に関係なく、一定にすることができれば、これらの１次慣性偶力を、図２に示す偶力バランサ３２で相殺することができる。また、これらの１次慣性偶力の各々の大きさがばらつくのを抑制できれば、偶力バランサ３２を用いることにより、これらの１次慣性偶力を低減することができる。

図２を参照しながら、偶力バランサ３２について説明する。偶力バランサ３２は、軸３２Ａと、２つのアンバランス３２１、３２２とを含む。

軸３２Ａは、クランクシャフト２６と平行に延びる。軸３２Ａには、歯車３２Ｂが設けられている。歯車３２Ｂは、クランクシャフト２６に設けられた歯車２６Ｄと噛み合っている。これにより、クランクシャフト２６の回転が偶力バランサ３２に伝達される。ここで、歯車３２Ｂの歯の数は、歯車２６Ｄの歯の数と同じである。つまり、偶力バランサ３２は、クランクシャフト２６と同じ回転速度で、クランクシャフト２６とは反対の方向に回転する。

２つのアンバランス３２１、３２２は、それぞれ、軸３２Ａに設けられている。２つのアンバランス３２１、３２２は、軸３２Ａの軸方向に離れている。２つのアンバランス３２１、３２２は、軸３２Ａの周方向で異なる位置に形成されている。２つのアンバランス３２１、３２２の位相差は、１８０°である。２つのアンバランス３２１、３２２の各々は、軸３２Ａが回転するときに、慣性力を発生させる。当該慣性力を利用して、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する１次慣性偶力を低減する。

ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する１次慣性偶力を偶力バランサ３２で低減するには、これらの１次慣性偶力の各々の大きさがクランクシャフト２６の回転に伴ってばらつくのを抑制すればよい。例えば、１次慣性偶力が最小のときと最大のときとの差分が小さくなるようにすればよい。そのためには、例えば、適当な大きさのアンバランスをクランクシャフト２６に配置すればよい。以下、１次慣性偶力が最小のときと最大のときとの差分が小さくなるアンバランスを配置する方法について説明する。

ピストン・クランク機構１４１１では、点Ｐ１２が基準位置（図３に示す位置：θ＝０°）にあるときに、１次慣性偶力が最小となる。そこで、点Ｐ１２が基準位置にあるときに、１次慣性偶力が大きくなるようなアンバランスをクランクシャフト２６に配置すればよい。

具体的には、図１２に示すように、基準位置から９０°遅れた位置にアンバランス２８Ａを配置し、基準位置から９０°進んだ位置にアンバランス２８Ｂを配置すればよい。この場合、図１３に示すように、クランクシャフト２６の回転に伴ってアンバランス２８Ａが発生させる慣性力Ｆ１Ａは、１次慣性力Ｆ１１を大きくする方向に作用し、クランクシャフト２６の回転に伴ってアンバランス２８Ｂが発生させる慣性力Ｆ１Ｂは、１次慣性力Ｆ１２を大きくする方向に作用する。そのため、１次慣性偶力が大きくなる。

点Ｐ１２が基準位置（図３に示す位置：θ＝０°）から９０°進んだ位置にあるときには、図１４に示すように、アンバランス２８Ａは基準位置にあり、アンバランス２８Ｂは基準位置から１８０°進んだ位置にある。この場合、図１５に示すように、クランクシャフト２６の回転に伴ってアンバランス２８Ａが発生させる慣性力Ｆ１Ａは、１次慣性力Ｆ１１を小さくする方向に作用し、クランクシャフト２６の回転に伴ってアンバランス２８Ｂが発生させる慣性力Ｆ１Ｂは、１次慣性力Ｆ１２を小さくする方向に作用する。そのため、１次慣性偶力が小さくなる。

アンバランス２８Ａ、２８Ｂの大きさ（アンバランス量）は、例えば、これらのアンバランス量の差分が１次慣性偶力の最大値と最小値との差分の１／２となるように、設定される。この場合、１次慣性偶力の法線ベクトルの大きさを、クランクシャフト２６の回転角度に関わらず、一定にすることができる。

このようなアンバランスは、例えば、クランクアンバランス２６Ａ、２６Ｂの他に別途配置することで実現してもよいが、クランクアンバランス２６Ａ、２６Ｂの大きさ（アンバランス量）を調整することで実現してもよい。クランクアンバランス２６Ａ、２６Ｂの大きさ（アンバランス量）を調整するのであれば、例えば、クランクウェブ２６１、２６３、２６４、２６６に分配されているクランクアンバランス２６Ａ、２６Ｂの大きさ（アンバランス量）を調整すればよい。以下、その方法について説明する。

エンジン１４では、ピストン・クランク機構１４１１の点Ｐ１２が基準位置（図３に示す位置：θ＝０°）にあるときには、ピストン・クランク機構１４１２の点Ｐ３４は、基準位置から９０°進んだ位置にある。このとき、クランクアンバランス２６Ｂは、基準位置から９０°遅れた位置にある。そのため、エンジン１４では、クランクウェブ２６４、２６６に分配されているクランクアンバランス２６Ｂの大きさ（アンバランス量）を調整すれば、基準位置から９０°遅れた位置に配置されるアンバランス２８Ａと、基準位置から９０°進んだ位置に配置されるアンバランス２８Ｂとを実現することができる。アンバランス量の調整は、例えば、一方のアンバランス量を増やし、他方のアンバランス量を減らすことで実現できる。なお、一方のアンバランス量を増やし、他方のアンバランス量を減らす前後で、これら一方及び他方のアンバランス量の総量が変化しなければ、並進力として作用する１次慣性力の低減に影響はない。

上記のように、クランクウェブ２６４、２６６に分配されているクランクアンバランス２６Ｂの大きさ（アンバランス量）を調整すれば、ピストン・クランク機構１４１１に発生する１次慣性偶力の大きさが、クランクシャフト２６の回転に伴ってばらつくのを抑制することができる。

同様に、ピストン・クランク機構１４１２に発生する１次慣性偶力の大きさがクランクシャフト２６の回転に伴ってばらつくのを抑制するには、クランクウェブ２６１、２６３に分配されているクランクアンバランス２６Ａの大きさ（アンバランス量）を調整すればよい。その方法は、クランクウェブ２６４、２６６に分配されているクランクアンバランス２６Ｂの大きさ（アンバランス量）を調整する場合と同様であるから、その詳細な説明は省略する。

エンジン１４では、１次慣性偶力の大きさがクランクシャフト２６の回転に伴ってばらつくのを抑制することができる。そのため、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する１次慣性偶力を、偶力バランサ３２（図２参照）で低減することができる。

特に、１次慣性偶力の大きさを、クランクシャフト２６の回転角度に関わらず、一定にすることができる場合には、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する１次慣性偶力を、偶力バランサ３２（図２参照）で相殺することができる。

また、エンジン１４では、クランクアンバランス２６Ａ、２６Ｂの大きさ（アンバランス量）を調整すれば、１次慣性偶力の大きさがクランクシャフト２６の回転に伴ってばらつくのを抑制することができる。そのため、クランクアンバランス２６Ａ、２６Ｂの他に、別途アンバランスを配置しなくてもよい。その結果、重量の増加を回避することができる。

図１６Ａは、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する１次慣性偶力であって、図７に示すｘ軸周りに発生する１次慣性偶力の大きさとクランクシャフト２６の回転角度との関係を示すグラフである。図１６Ｂは、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する１次慣性偶力であって、図７に示すｙ軸周りに発生する１次慣性偶力の大きさとクランクシャフト２６の回転角度との関係を示すグラフである。これらのグラフは、以下の条件でシミュレーションされた結果を示す。

挟み角β１２及びβ３４の各々を、６０°に設定した。角度α１２及びα３４の各々を、６０°に設定した。点１２と点３４との位相差を、９０°に設定した。

クランクウェブ２６１、２６３に分配されているクランクアンバランス２６Ａの大きさを、ピストン・クランク機構１４１１の１気筒分の往復運動質量の８６．６％に設定した。具体的には、クランクウェブ２６１に分配されているクランクアンバランス２６Ａの大きさをピストン・クランク機構１４１１の１気筒分の往復運動質量の３０．８％に設定した。クランクウェブ２６３に分配されているクランクアンバランス２６Ａの大きさをピストン・クランク機構１４１１の１気筒分の往復運動質量の５５．８％に設定した。

クランクウェブ２６４、２６６に分配されているクランクアンバランス２６Ｂの大きさを、ピストン・クランク機構１４１２の１気筒分の往復運動質量の８６．６％に設定した。具体的には、クランクウェブ２６４に分配されているクランクアンバランス２６Ａの大きさをピストン・クランク機構１４１１の１気筒分の往復運動質量の５５．８％に設定した。クランクウェブ２６６に分配されているクランクアンバランス２６Ａの大きさをピストン・クランク機構１４１１の１気筒分の往復運動質量の３０．８％に設定した。

図１６Ａ及び図１６Ｂに示すグラフでは、ピストン・クランク機構１４１１の往復運動質量に起因する１次慣性偶力をＧ１１とし、クランクウェブ２６１、２６３に起因する１次慣性偶力をＧ１２とし、ピストン・クランク機構１４１２の往復運動質量に起因する１次慣性偶力をＧ２１とし、クランクウェブ２６４、２６６に起因する１次慣性偶力をＧ２２とし、ピストン・クランク機構１４１１及びピストン・クランク機構１４１２の各々に発生する１次慣性力（並進力）の組み合わせによる偶力をＧ３１とし、偶力バランサ３２に起因する１次慣性偶力をＧ３２とし、エンジン１４に発生する１次慣性偶力と偶力バランサ３２に起因する１次慣性偶力との合力をＧ３３としている。

図１６Ａ及び図１６Ｂに示すグラフから明らかなように、エンジン１４では、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する１次慣性偶力を偶力バランサ３２で相殺することができる。

２．２次慣性力に起因する振動の低減
続いて、２次慣性力に起因する振動の低減について説明する。２次慣性力に起因する振動には、２次慣性力が並進力として作用することに起因する振動と、２次慣性力が偶力として作用することに起因する振動とがある。最初に、２次慣性力が並進力として作用することに起因する振動の低減について、図７を参照しながら説明する。

２−１．並進力として作用する場合
ピストン・クランク機構１４１１の動作に伴って、２次慣性力Ｆ２が発生する。２次慣性力Ｆ２のうち、図７中の上下方向（Ｙ方向）の成分Ｆ２ｙは、以下の式（数２５）で表される。

ここで、ｍは、ピストン・クランク機構１４１１における往復運動質量である。ｒは、クランク半径である。ωは、クランクシャフト２６が回転するときの角速度である。αは、２つのクランクピン２５１、２５２の位相差（図４に示すα１２）である。βは、２つのシリンダ軸線３０１Ｌ、３０２Ｌによる挟み角（図４に示すβ１２）である。λは、連桿比（ｌ／ｒ）である。なお、ｌは、コンロッド長である。θは、クランクシャフト２６の回転角度である。ただし、θは、点Ｐ１２がＹ軸上（図４に示す直線Ｌ１２１上）に位置する場合を基準とする。

三角関数の公式を用いて、上記の式（数２５）を整理すると、以下の式（数２６）が得られる。

２次慣性力Ｆ２のうち、図４中の左右方向（Ｘ方向）の成分Ｆ２ｘは、以下の式（数２７）で表される。

三角関数の公式を用いて、上記の式（数２７）を整理すると、以下の式（数２８）が得られる。

ピストン・クランク機構１４１１に発生する１次慣性力Ｆ１を相殺するには、上記の式（数１６）で示す条件が成立する。この式（数１６）を変形すると、以下の式（数２９）が得られる。

この式（数２９）を上記の式（数２６及び数２８）に代入すると、以下の式（数３０及び数３１）が得られる。

ピストン・クランク機構１４１１に発生する２次慣性力Ｆ２のベクトルの先端が描く軌跡を真円にするには、図７中の上下方向及び左右方向の振幅が一致している必要がある。つまり、以下の式（数３２）を満たす必要がある。

上記の式（数３２）を整理すると、以下の式（数３３）が得られる。

三角関数の公式を用いて、上記の式（数３３）を整理すると、以下の式（数３４）が得られる。

上記の式（数３４）を計算すると、β＝６０°となる。

上記の式（数３２）を整理すると、以下の式（数３５）が得られる。

三角関数の公式を用いて、上記の式（数３５）を整理すると、以下の式（数３６）が得られる。

上記の式（数３６）を計算すると、β＝１８０°となる。このβ＝１８０°の場合というのは、水平対向エンジンを意味する。したがって、Ｖ型エンジンでピストン・クランク機構１４１１に発生する２次慣性力Ｆ２のベクトルの先端の描く軌跡が真円になるのは、β＝６０°の場合である。β＝６０°の場合、上記の式（数１６）より、α＝６０°となる。

上記の関係は、ピストン・クランク機構１４１２についても成り立つ。つまり、エンジン１４では、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する２次慣性力Ｆ２のベクトルの先端が描く軌跡を真円にすることができる。

ピストン・クランク機構１４１１の点Ｐ１２と、ピストン・クランク機構１４１２の点３４とには、９０°の位相差がある。そのため、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する２次慣性力Ｆ２には、１８０°の位相差がある。つまり、これらの２次慣性力Ｆ２は偶力として作用する。以下、当該偶力を２次慣性偶力と称する。２次慣性偶力は、図２に示す偶力バランサ３４を用いて相殺することができる。

図２を参照しながら、偶力バランサ３４について説明する。偶力バランサ３４は、軸３４Ａと、２つのアンバランス３４１、３４２とを含む。

軸３４Ａは、クランクシャフト２６と平行に延びる。軸３４Ａには、歯車３４Ｂが設けられている。歯車３４Ｂは、軸３４と平行に延びる軸３５Ａに設けられた歯車３５Ｂを介して、偶力バランサ３２の軸３２Ａに設けられた歯車３２Ｂと噛み合っている。これにより、クランクシャフト２６の回転が、偶力バランサ３２及び歯車３５Ｂを介して、偶力バランサ３４に伝達される。ここで、歯車３４Ｂの歯の数は、歯車３５Ｂの歯の数と同じである。歯車３５Ｂの歯の数は、歯車３２Ｂの歯の数の１／２である。つまり、偶力バランサ３４は、クランクシャフト２６の２倍の回転速度で、クランクシャフト２６と逆方向に回転する。

２つのアンバランス３４１、３４２は、それぞれ、軸３４Ａに設けられている。２つのアンバランス３４１、３４２は、軸３４Ａの軸方向に離れている。２つのアンバランス３４１、３４２は、軸３４Ａの周方向で異なる位置に形成されている。２つのアンバランス３４１、３４２の位相差は、１８０°である。２つのアンバランス３４１、３４２の各々は、軸３４Ａが回転するときに、慣性力を発生させる。当該慣性力を利用して、ピストン・クランク機構１４１に発生する２次慣性偶力を低減する。

なお、ピストン・クランク機構１４１１、１４１２の各々に発生する２次慣性力Ｆ２のベクトルの先端が描く軌跡が真円でない場合、偶力バランサ３４を用いても、２次慣性偶力を相殺することはできないが、２次慣性偶力を低減することはできる。

図１７Ａは、ピストン・クランク機構１４１に発生する２次慣性偶力であって、図７に示すｘ軸周りに発生する２次慣性偶力の大きさとクランクシャフト２６の回転角度との関係を示すグラフである。図１７Ｂは、ピストン・クランク機構１４１に発生する２次慣性偶力であって、図７に示すｙ軸周りに発生する２次慣性偶力の大きさとクランクシャフト２６の回転角度との関係を示すグラフである。これらのグラフは、図１３Ａ及び図１３Ｂに示すグラフを得たときと同じ条件でシミュレーションされた結果を示す。

図１７Ａ及び図１７Ｂに示すグラフでは、ピストン・クランク機構１４１１の往復運動質量に起因する２次慣性偶力をＧ４１とし、ピストン・クランク機構１４１２の往復運動質量に起因する２次慣性偶力をＧ４２とし、ピストン・クランク機構１４１１及びピストン・クランク機構１４１２の各々に発生する２次慣性力（並進力）の組み合わせによる偶力をＧ４３とし、偶力バランサ３４に起因する２次慣性偶力をＧ４４とし、エンジン１４に発生する２次慣性偶力と偶力バランサ３４に起因する２次慣性偶力との合力をＧ４５としている。

図１７Ａ及び図１７Ｂに示すグラフから明らかなように、エンジン１４では、ピストン・クランク機構１４１に発生する２次慣性偶力を偶力バランサ３４で相殺することができる。

２−２．偶力として作用する場合
上記のピストン・クランク機構１４１１に発生する２次慣性力Ｆ２は、ピストン２２１の往復移動に伴って発生する２次慣性力と、ピストン２２２の往復移動に伴って発生する２次慣性力との合力である。これらの２次慣性力について、以下に説明する。

ピストン・クランク機構１４１１において、クランクピン２５１とクランクピン２５２とには、６０°の位相差がある。つまり、ピストン２２１の往復移動に伴って発生する２次慣性力と、ピストン２２２の往復移動に伴って発生する２次慣性力とには、１２０°の位相差がある。また、ピストン・クランク機構１４１１では、バンク角β１２は６０°である。そのため、ピストン２２１の往復移動に伴って発生する２次慣性力と、ピストン２２２の往復移動に伴って発生する２次慣性力とにより、ピストン・クランク機構１４１１には、クランクシャフト２６の軸心周りに回転する偶力（２次慣性偶力）が発生する。

ピストン・クランク機構１４１２に発生する２次慣性力Ｆ２は、ピストン２２３の往復移動に伴って発生する２次慣性力と、ピストン２２４の往復移動に伴って発生する２次慣性力との合力である。これらの２次慣性力について、以下に説明する。

ピストン・クランク機構１４１２において、クランクピン２５３とクランクピン２５４とには、６０°の位相差がある。つまり、ピストン２２３の往復移動に伴って発生する２次慣性力と、ピストン２２４の往復移動に伴って発生する２次慣性力とには、１２０°の位相差がある。また、ピストン・クランク機構１４１２では、バンク角β３４は６０°である。そのため、ピストン２２３の往復移動に伴って発生する２次慣性力と、ピストン２２４の往復移動に伴って発生する２次慣性力とにより、ピストン・クランク機構１４１２には、クランクシャフト２６の軸心周りに回転する偶力（２次慣性偶力）が発生する。

ピストン・クランク機構１４１１の点Ｐ１２と、ピストン・クランク機構１４１２の点３４とには、９０°の位相差がある。そのため、ピストン・クランク機構１４１１に発生する２次慣性偶力の法線ベクトルと、ピストン・クランク機構１４１２に発生する２次慣性偶力の法線ベクトルとは、互いに逆向きである。そのため、エンジン１４では、これらの２次慣性偶力は互いに打ち消しあう。

３．２次慣性トルクの低減
ピストン・クランク機構１４１１の点Ｐ１２と、ピストン・クランク機構１４１２の点３４とには、９０°の位相差がある。そのため、クランクシャフト２６の出力トルクに表れる慣性トルクのうち、最大となる２次成分（２次慣性トルク）も、相殺することができる。なお、慣性トルクは、慣性偶力の反力としてクランクシャフト２６の出力トルクに表れるトルク変動成分であり、燃焼トルクとは区別される。

以上、本発明の実施の形態を説明したが、上述した実施の形態は本発明を実施するための例示に過ぎない。よって、本発明は上述した実施の形態に限定されることなく、その趣旨を逸脱しない範囲内で上述した実施の形態を適宜変形して実施することが可能である。

上記実施の形態では、挟み角β１２及びβ３４は、それぞれ、６０°であったが、６０°±１５°の範囲内にあればよい。このような場合であっても、例えば、クランクアンバランス２６Ａ、２６Ｂの大きさを適当に設定することで、並進力として作用する１次及び２次の慣性力の大きさと、偶力として作用する１次及び２次の慣性力の大きさとを、それぞれ、１／２以下に低減することができる。

上記実施の形態では、角度α１２及びα３４は、それぞれ、６０°であったが、６０°±３０°の範囲内にあればよい。このような場合であっても、並進力として作用する１次及び２次の慣性力の大きさと、偶力として作用する１次及び２次の慣性力の大きさとを、それぞれ、１／２以下に低減することができる。

上記実施の形態では、ピストン・クランク機構１４１１の点Ｐ１２と、ピストン・クランク機構１４１２の点Ｐ３４との位相差は、９０°であったが、９０°±１５°の範囲内にあればよい。このような場合であっても、並進力として作用する１次及び２次の慣性力の大きさと、偶力として作用する１次及び２次の慣性力の大きさとを、それぞれ、１／２以下に低減することができる。

上記実施の形態では、Ｖ型４気筒エンジンを例に説明したが、例えば、Ｖ型８気筒エンジンであっても、同様な効果を得ることができる。

上記実施の形態において、偶力バランサ３２を備えていなくてもよい。この場合、１次慣性偶力を低減することはできないが、例えば、１次慣性偶力の法線ベクトルの先端が描く軌跡を適当に調整することで、乗員が振動を感じ難くなるようにしてもよい。

上記実施の形態において、偶力バランサ３２の軸３２Ａは、軸方向で複数の部分に分割されていてもよい。例えば、軸３２Ａは、アンバランス３２１を有する部分と、アンバランス３２２を有する部分とに分割されていてもよい。ただし、これらの部分は、同一直線上に配置される。この場合、偶力バランサ３２の配置の自由度が向上する。

上記実施の形態において、偶力バランサ３４を備えていなくてもよい。この場合、２次慣性偶力を低減することはできないが、例えば、２次慣性偶力の法線ベクトルの先端が描く軌跡を適当に調整することで、乗員が振動を感じ難くなるようにしてもよい。

上記実施の形態において、偶力バランサ３４の軸３４Ａは、軸方向で複数の部分に分割されていてもよい。例えば、軸３４Ａは、アンバランス３４１を有する部分と、アンバランス３４２を有する部分とに分割されていてもよい。ただし、これらの部分は、同一直線上に配置される。この場合、偶力バランサ３４の配置の自由度が向上する。

上記実施の形態において、ピストン・クランク機構１４１１に発生する１次慣性偶力を低減するためのアンバランスをクランクウェブ２６１、２６２に配置し、ピストン・クランク機構１４１２に発生する１次慣性偶力を低減するためのアンバランスをクランクウェブ２６３、２６４に配置してもよい。

クランクシャフト２６の軸方向でのクランクピン２５１−２５４の配置は、上記実施の形態で説明した態様に限定されない。例えば、ピストン・クランク機構１４１１においてクランクピン２５１、２５２の位置を入れ替えるとともに、ピストン・クランク機構１４１２においてクランクピン２５３、２５４の位置を入れ替えてもよい。

１０ 自動二輪車
１４ エンジン
１４１ ピストン・クランク機構
１４１１ ピストン・クランク機構
１４１２ ピストン・クランク機構
２２１ ピストン
２２２ ピストン
２２３ ピストン
２２４ ピストン
２４１ コンロッド
２４２ コンロッド
２４３ コンロッド
２４４ コンロッド
２５１ クランクピン
２５２ クランクピン
２５３ クランクピン
２５４ クランクピン
２６ クランクシャフト
２６２ クランクウェブ
２６５ クランクウェブ
３０１ シリンダ
３０１Ｌ シリンダ軸線
３０２ シリンダ
３０２Ｌ シリンダ軸線
３０３ シリンダ
３０３Ｌ シリンダ軸線
３０４ シリンダ
３０４Ｌ シリンダ軸線
３２ 偶力バランサ
３４ 偶力バランサ

Claims (5)

1. Ｖ型エンジンであって、
   クランクシャフトと、
   第１シリンダ内で往復移動可能に配置された第１ピストンと、
   前記第１ピストンを前記クランクシャフトに連結する第１コンロッドと、
   前記クランクシャフトの軸方向から見て、前記第１シリンダが有するシリンダ軸線と交差する方向に延びるシリンダ軸線を有し、前記クランクシャフトの軸方向で前記第１シリンダの隣に位置する第２シリンダ内で往復移動可能に配置された第２ピストンと、
   前記第２ピストンを前記クランクシャフトに連結する第２コンロッドと、
   前記第１シリンダが有するシリンダ軸線と平行なシリンダ軸線を有し、前記クランクシャフトの軸方向で前記第２シリンダの隣に位置する第３シリンダ内で往復移動可能に配置された第３ピストンと、
   前記第３ピストンを前記クランクシャフトに連結する第３コンロッドと、
   前記第２シリンダが有するシリンダ軸線と平行なシリンダ軸線を有し、前記クランクシャフトの軸方向で前記第３シリンダの隣に位置する第４シリンダ内で往復移動可能に配置された第４ピストンと、
   前記第４ピストンを前記クランクシャフトに連結する第４コンロッドとを備え、
   前記クランクシャフトは、
   前記第１コンロッドを揺動可能に支持する第１クランクピンと、
   前記クランクシャフトの周方向で、前記第１クランクピンとは異なる位置にあり、前記第２コンロッドを揺動可能に支持する第２クランクピンと、
   前記クランクシャフトの周方向で、前記第１クランクピン及び前記第２クランクピンとは異なる位置にあり、前記第３コンロッドを揺動可能に支持する第３クランクピンと、
   前記クランクシャフトの周方向で、前記第１クランクピン、前記第２クランクピン及び前記第３クランクピンとは異なる位置にあり、前記第４コンロッドを揺動可能に支持する第４クランクピンと、
   前記第１ピストンの前記第１シリンダ内での往復移動に伴って発生する慣性力の１次成分を低減するための慣性力を、前記クランクシャフトの回転に伴って発生させる第１クランクアンバランスと、
   前記第２ピストンの前記第２シリンダ内での往復移動に伴って発生する慣性力の１次成分を低減するための慣性力を、前記クランクシャフトの回転に伴って発生させる第２クランクアンバランスと、
   前記第３ピストンの前記第３シリンダ内での往復移動に伴って発生する慣性力の１次成分を低減するための慣性力を、前記クランクシャフトの回転に伴って発生させる第３クランクアンバランスと、
   前記第４ピストンの前記第４シリンダ内での往復移動に伴って発生する慣性力の１次成分を低減するための慣性力を、前記クランクシャフトの回転に伴って発生させる第４クランクアンバランスとを含み、
   前記第１シリンダが有するシリンダ軸線と前記第２シリンダが有するシリンダ軸線との挟み角が４５°〜７５°の範囲内にあり、
   前記第３シリンダが有するシリンダ軸線と前記第４シリンダが有するシリンダ軸線との挟み角が、前記第１シリンダが有するシリンダ軸線と前記第２シリンダが有するシリンダ軸線との挟み角と同じであり、
   前記クランクシャフトの軸心周りでの前記第１クランクピンと前記第２クランクピンとの位相差が３０°〜９０°の範囲内にあり、
   前記クランクシャフトの軸心周りでの前記第３クランクピンと前記第４クランクピンとの位相差が、前記クランクシャフトの軸心周りでの前記第１クランクピンと前記第２クランクピンとの位相差と同じであり、
   前記クランクシャフトの軸心周りでの前記第１クランクピンと前記第３クランクピンと
   の位相差が７５°〜１０５°の範囲内にあり、
   前記クランクシャフトの軸心周りでの前記第２クランクピンと前記第４クランクピンとの位相差が、前記クランクシャフトの軸心周りでの前記第１クランクピンと前記第３クランクピンとの位相差と同じであり、
   前記第１シリンダが有するシリンダ軸線と前記第２シリンダが有するシリンダ軸線との挟み角βと、前記クランクシャフトの軸心周りでの前記第１クランクピンと前記第２クランクピンとの位相差αとが、以下の関係を満たし、
   １６５°−２β≦α≦１９５°−２β
   前記クランクシャフトは、さらに、
   前記第１ピストン及び前記第２ピストンの各々が往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分からなる偶力の大きさと、前記第３ピストン及び前記第４ピストンの各々が往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分からなる偶力の大きさとを調整するための慣性力を、前記クランクシャフトの回転に伴って発生させる調整アンバランスを含み、
   前記Ｖ型エンジンは、さらに、
   前記第１ピストン及び前記第２ピストンの各々が往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分からなり、前記クランクシャフトの回転に伴って前記調整アンバランスが発生させる慣性力で大きさが調整された偶力と、前記第３ピストン及び前記第４ピストンの各々が往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分からなり、前記クランクシャフトの回転に伴って前記調整アンバランスが発生させる慣性力で大きさが調整された偶力とを低減するための第１偶力バランサを備える、Ｖ型エンジン。
2. 請求項１に記載のＶ型エンジンであって、
   前記調整アンバランスは、前記第１クランクアンバランスと、前記第２クランクアンバランスと、前記第３クランクアンバランスと、前記第４クランクアンバランスとを含む、Ｖ型エンジン。
3. 請求項２に記載のＶ型エンジンであって、
   前記第１ピストン及び前記第２ピストンの各々が往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分からなる偶力は、前記クランクシャフトの回転に伴って前記第３クランクアンバランス及び前記第４クランクアンバランスが発生させる慣性力で大きさが調整され、
   前記第３ピストン及び前記第４ピストンの各々が往復移動することに伴って発生する慣性力の１次成分からなる偶力は、前記クランクシャフトの回転に伴って前記第１クランクアンバランス及び前記第２クランクアンバランスが発生させる慣性力で大きさが調整される、Ｖ型エンジン。
4. 請求項１〜３の何れか１項に記載のＶ型エンジンであって、さらに、
   前記第１ピストン及び前記第２ピストンの各々が往復移動することに伴って発生する慣性力の２次成分の合力と、前記第３ピストン及び前記第４ピストンの各々が往復移動することに伴って発生する慣性力の２次成分の合力とからなる偶力を低減するための第２偶力バランサを備える、Ｖ型エンジン。
5. 請求項１〜４の何れか１項に記載のＶ型エンジンを備える車両。

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