WO2002055853A1

WO2002055853A1 - Moteur a combustion interne de type v a plusieurs cylindres

Info

Publication number: WO2002055853A1
Application number: PCT/JP2001/010925
Authority: WO
Inventors: Noboru Yamashita
Original assignee: Honda Giken Kogyo Kabushiki Kaisha
Priority date: 2001-01-10
Filing date: 2001-12-13
Publication date: 2002-07-18
Also published as: EP1350935A4; US20030075122A1; CN1175176C; BR0109126B1; US6745730B2; CN1416502A; JP3910016B2; EP1350935A1; BR0109126A; EP1350935B1; KR100503259B1; KR20020077530A; DE60112971T2; TW512202B; JP2002276386A; DE60112971D1

Description

明細書奇数気筒の V型内燃機関技術分野

本発明は、奇数気筒の V型内燃機関に関し、詳細には、ピストン等の往復運動部分の 1次慣性力に起因して発生する 1次振動を防止するための構造に関する。

背景技術

従来、往復動内燃機関のピストン等の往復運動部分に発生する慣性力の不釣り合いによる振動を防止するためには、バランサ軸等のバランサ機構を設けることが行われている。バランサ軸等のバランサ機構は、チェーンや歯車等の伝動機構を介して伝達されるクランク軸の動力により、クランク軸と同期して回転駆動されるようになっている。そのうち、奇数気筒の V型内燃機関におけるバランサ機構としては、日本国特公平 4一 3 6 2 5 2号公報に開示されたものが知られている。この公報に開示された V型内燃機関は、車体フレーム前方に配置された 3つのシリンダと、車体フレーム後方に配置された 2つのシリンダとを有する 5気筒内燃機関であり、そのクランク軸の 2つのクランクピンには、それぞれ、前方シリンダのコネクティングロッドおよび後方シリンダのコネクティングロッドが共に接続され、クランク軸の左端（自動二輪車の搭載した場合の進行方向左側）にある残りのクランクピンには、左端に位置する残りの 1つの前方シリンダのコネクティングロッドが接続される。そして、内燃機関の運転により発生する'贋性力の不釣り合いを解消するために、左端の前方シリンダのコネクティングロッドの大端部にバランサ機構が設けられる。このバランサ機構は、該大端部の回転に伴つて振り子運動をする 2つのアームからなり、またバランサ機構を収容する収容部が後方シリンダの左方に隣接して設けられる。

ところで、前記従来技術では、 '贋性力の不釣り合いを解消するために、バランサ機構が必要となり、しかも該パランサ機構を収容するスペースも必要となるため、内燃機関の重量が増加すると共に内燃機関が大型となるうえ、部品点数が増加するものであり、さらに摺動部が増えるため摩擦損失が増加する難点があった本発明は、このような事情に鑑みてなされたものであり、その主目的は、内燃機関の重量増および大型化を招来することなく、 1次慣性力の不釣り合いに起因する 1次振動の発生を防止できる奇数気筒の V型内燃機関を提供することにあるまた、本発明は、さらに、奇数気筒のうちの対とならない 1つの気筒に嵌合するピストンを利用して 1次振動の発生を防止すると共に、気筒毎に、クランク軸の回転方向での 1次慣性力の均等化を図ることを目的とする。

本発明は、さらに、簡単な構造で 1次 '置性力が偶力となって発生するカツプリング振動を防止することを目的とする。

発明の開示

前記主目的を達成するために、本発明では、 V字状をなす 2つのバンクを形成する（2 n + l ) (ここで、 nは自然数）個の気倚と、前記各気筒のシリンダポァに嵌合するピストンと、これらのピストンにそれぞれ連結されたコネクティングロッドと、クランク軸と、を備え、前記クランク軸は、前記 2つのバンクにそれぞれ属するピストンの対のそれぞれに連結されたコネクティングロッドが共に連結された n本の共用クランクピンと、 1つの残りのピストンに連結されたコネクティングロッドのみが連結された 1本の単独クランクピンを有している奇数気筒の V型内燃機関において、

前記 n本の共用クランクピンは、同じ位相に配置され、

前記両バンクがなすパンク角 0は次式を満たすように設定され、

0 = cos- ' ( 1 / ( 2 π ) )

前記単独クランクピンは、前記残りのピストンが前記クランク軸の回転方向で進み側にある前記バンクに属する場合は、前記共用クランクピンから（1 8 0— Θ ) 度の角度をもって前記回転方向で遅れ側に配置され、前記残りのピストンが前記回転方向で遅れ側にある前記バンクに属する場合は、前記共用クランクピンから（180— 0) 度の角度をもって前記回転方向で進み側に配置され、前記全ての気筒において前記ピストン等の往復運動部分の質量は等しく設定され、

k = 1 1 ₂

2 V 4«² + ("一 ²

：前記共用クランクピンからの前記回転方向への角度

M：前記各往復運動部分の質量

r ：クランク半径

ω：前記クランク軸の角速度

としたとき、

前記クランク軸には、 kMr ²の大きさで、かつ（《+ 180) 度の向きのバランス力が発生するバランスウェイト手段が設けられている。

この発明によれば、（n+ 1) 個の気筒で形成されるバンクと n個の気筒で形成されるバンクとがバンク角 Θをなす奇数気筒の V型内燃機関において、内燃機関の運転により、（2 n+ 1) 個のピストン等の往復運動部分に発生する 1次慣性力が、クランク軸に設けられたバランスウェイト手段に発生する kMr ω²の大きさで、かつ（α+ 180) 度の向きを有するバランス力により釣り合うため、 1次慣性力に起因する 1次振動の発生が防止される。その結果、 1次振動が、クランク軸に設けられたパランスウェイト手段により防止され、それにより、従来技術のようにアームを有するパランサ機構や、伝動機構やバランサ軸を有するバランサ機構を設ける必要がなく、内燃機関の重量増が抑制さると共に、内燃機関が小型化される。また、部品点数が削減されるので生産性が向上し、さらに摺動部の減少により摩擦損失が減少して、有効な機関出力を増大させることができる。

本発明では、前記バランスウェイト手段は、複数個のバランスウェイトからなり、前記パランスウェイトは、前記ピストン等の往復運動部分毎に 5 0 %のバランス率となるように設定され、かつ前記クランク軸の回転軸線に対して前記各クランクピンの 1 8 0度反対側に設けられるようにすることができる。

このようにすることにより、共用クランクピンに連結された全てのピストン等の往復運動部分の不平衡 1次慣性力が、単独クランクピンに連結されたピストン等の往復運動部分の不平衡 1次慣性力と釣り合うことで 1次振動の発生が防止され、それにより、共用クランクピンに連結されて 1対となったピストン等の往復運動部分以外の残りのピストン等の往復運動部分を利用して、パランスウェイトの設置が容易な形態で 1次振動の発生を防止できる。しかも、パランスウェイトは、ピストン等の往復運動部分毎に 5 0 %のパランス率となるように設定されるため、クランク軸の回転方向での 1次慣性力が均等化されるので、クランク軸およびクランク軸を支持する軸受部の設計が容易となると共に、剛性を高めるための重量増が回避されて、内燃機関を軽量化できる。

本発明では、奇数気筒の V型内燃機関において、 nは偶数であり、前記バランスウェイト手段は複数個のバランスウェイトからなり、前記単独クランクピンは、前記クランク軸にその回転軸線方向での中央に配置され、前記残りのピストンが嵌合するシリンダポアの中心軸線を含みかつ前記回転軸線に直交する仮想平面に関して、前記全てのピストン等の往復運動部分および前記全てのバランスゥェィトが面対称に配置されるように構成することができる。

このようにすることによって、クランク軸に発生する 1次慣性力はバランスゥエイトに発生するパランス力と釣り合ううえ、各ピストン等の往復運動部分に発生する 1次'貭性力およびバランスウェイトに発生するバランス力は仮想平面に関して面対称になるため、 1次慣性力およびバランス力により偶力が形成されることがなく、単独クランクピン、ピストン等の往復運動部分およびハ、ランスウェイトの面対称な配置という簡単な構造により、 1次慣性力およびバランス力に起因する力ップリング振動の発生が防止される。

図面の簡単な説明

図 1は、本発明の V型内燃機関が搭載された自動 2輪車の主要部の左側面図である。

図 2は、図 1の自動 2輪車の要部平面図である。

図 3は、図 1の概略 I I I— I I I線で截断したときの展開図である。

図 4は、同じクランクピンに連結される 1対のピストン等の往復運動部分に生じる 1次'貭性カを説明するための図である。

図 5は、クランク軸の回転方向で進み^ Mのパンクにある 1つのクランクピンに連結されるピストン等の往復運動部分に生じる 1次慣性力を説明するための図である。

図 6は、内燃機関全体の 1次慣性力を示す説明図である。

図 7は、クランク軸の回転方向で遅れ側のパンクにある 1つのクランクピンに連結されるピストン等の往復運動部分に生じる 1次慣性力を説明するための図である。

図 8は、図 1の V型内燃機関のバランスウェイトに発生するパランス力を示す説明図である。

図 9は、図 1の V型内燃機関の不平衡 1次慣性力を示す説明図である。

発明を実施するための最良の形態

以下、本発明の実施の形態を図 1ないし図 9を参照して説明する。

図 1に示すように、本発明が適用される V型内燃機関 Eは、自動 2輪車 Vに搭載される D O H C型で水冷式の V型 5気筒 4サイクル内燃機関である。なお、この明細書において、「前後左右」は、自動 2輪車 Vの車体を基準としたときの「前後左お」を意味するものとする。内燃機関 Eは、シリンダプロック 1を有し、このシリンダブロック 1の上部は、前後方向にバンク角 0の V字形の Vバンクを形成する前バンク laおよび後バンク lbを形成し、下部が上クランクケース lcを形成している。各バンク la, lbにおいてシリンダブロック 1の上端面にはて前シリンダへッド 2aおよび後シリンダへッド 2bが結合され、シリンダブ口ック 1の下端面には下クランクケース 3が結合され、下クランクケース 3の下端面にはオイルパン 4が結合されている。

図 1および図 2に示すように、前輪 WFを支持するフロントサスペンションを保持するへッドパイプ 30と該へッドパイプ 30に前端が接続されて後方斜め下方に延びる左右 1対のメインフレーム 31， 32等とを備える車体フレームが設けられている。また、内燃機関 Eには、左右方向を指向するように横置き配置とされるクランク軸 5が設けられている。クランク軸 5は、シリンダブロック 1の下端面と下クランクケース 3の上端面との合わせ面上にその回転軸線 Lが位置した状態で、シリンダブロック 1および下クランクケース 3に回転自在に支持される。クランク軸 5は、図 1において、反時計方向に回転するため、前バンク l aは後バンク lb に対してクランク軸 5の回転方向で進み側にある。

図 2にも示されるように、内燃機関 Eは、燃料タンク 33の下方で、かつシート 34の前方斜め下方であって、平面視で両メインフレーム 31, 32の間に配置される。すなわち、各メインフレーム 31， 32の前部には、ほぼ鉛直下方に延びる前ブラケット 31 a, 32aが設けられ、該 1対の前ブラケット 31 a, 32aに、 Vバンクの外側で前パンク l aに一体に形成された支持部 T1が固定される。また、各前ブラケット 31 a, 32aの上下方向での中間部から後方にほぼ水平に延びるように連結部 31 b， 3 2bが設けられ、これらの連結部 31b, 32bに、 Vバンクの内側で前バンク l aに一体形成された支持部 T2が固定される。さらに、各メインフレーム 31， 32の後部には、ほぼ鉛直下方に延びる垂下部 31c， 32cが設けられ、該 1対の垂下部 31 c， 32cの上部位置に、上クランクケース l cの後部に一体に形成された支持部 T3が固定され、両垂下部 31c， 32cの下部位置に、下クランクケース 3の後部に一体に形成された支持部 T4が固定される。また、両垂下部 31 c， 32cにおいて、両支持部 T3, T4が固定される部分の、上下方向での中間部に、後輪 WRを支持する U字状のリャフォーク 35の前端部が枢支される。

図 3を併せて参照すると、前バンク l aは、クランク軸 5の回転軸線 L方向に沿つて配列されて一体に結合された 3つの気筒 CI , C3, C5を有し、各気筒 Cl， C3, C5に形成されたシリンダポア Bl， B3, B5の中心軸線 Nl, N3, N5は、回転軸線から前方斜め上方を指向して、各気筒 CI , C3, C5が前傾している。また、後バンク lbは、回転軸線 L方向に沿って配列されて一体に結合された 2つの気筒 C2, C4を有し、各気筒 C2, C4に形成されたシリンダポア B2, B4の中心軸線 N2， N4は、回転軸線 Lから後方斜め上方を指向して、各気筒 C2, C4が後傾している。各気筒 Cl〜 C5のシリンダポア B1〜B5には、ピストンリングが装着されたピストン P1〜！ >5が摺動自在に嵌合し、各ピストン P1〜P5と対応するシリンダヘッド 2a， 2bとの間に形成される燃焼室の燃焼圧力により往復運動するピストン P1〜！ ^が、各ピストン P1 〜P5とクランク軸 5とを連結するコネクティングロッド R1〜R5を介して、クランク軸 5を回転駆動する。

具体的には、クランク軸 5は、シリンダブロック 1および下クランクケース 3 に、それぞれ回転軸線 L方向に所定の間隔をおいて形成された 4つの軸受部 Dl〜 Mにより、そのジャーナル J 1〜J4にて主軸受を介して支持される。そして、クランク軸 5において、軸受部 D1と軸受部 D2との間のクランクピン K1には、両パンク l a, lbにそれぞれ属する気筒 Cl， C2にそれぞれ嵌合する 1対のピストン , P2 のピストンピン Sl， S2にそれぞれ連結されたコネクティングロッド Rl, R2が共に連結される。また、軸受部 D2と軸受部 D3との間にあってクランクピン K1に隣接するクランクピン K2には、前パンク laに属する気筒 C3に嵌合するピストン P3のピストンピン S3に連結されたコネクティングロッド R3のみが連結され、軸受部 D3と軸受部 D4との間にあってクランクピン K2に隣接するクランクピン K3には、両バンク lb , l aにそれぞれ属する気筒 C4, C5にそれぞれ嵌合する 1対のピストン P4， P5 のピストンピン S4, S5に連結されたコネクティングロッド R4， R5が共に連結される。したがって、 2つのクランクピン Kl, K3は、 2組の 1対のコネクティング口ッド Rl, R2, R4, R5が連結される共用クランクピンを構成し、クランク軸 5の両端のジャーナル Π , J4の間で、回転軸線 L方向での中央に配置されたクランクピン K2は、ピストン P3に連結された 1つのコネクティングロッド R3のみが連結される単独クランクピンを構成する。

また、クランクピン K1とクランクピン K3とは同じ位相に配置、すなわちクランク軸 5の回転軸線 L方向から見たとき重なる位置に配置され、コネクティングロッド R1およびコネクティングロッド R5と、コネクティングロッド R2およびコネクティングロッド R4とは、気筒 C3のシリンダポア B3の中心軸線 N3を含み、かつ回転軸線 Lに直交する仮想平面 Hに対して面対称な位置において、クランクピンおよびクランクピン K3にそれぞれ連結され、さらに仮想平面 Hに対して、全シリンダポア B1〜B5が面対称に配置される。そのため、ピストン P1〜！ >5等の往復運動部分は、仮想平面 Hに関して面対称に配置される。

なお、この明細書において、ピストン P1〜！ >5等の往復運動部分とは、ピストン P1〜！ >5と、ピストンリングゃピストンピン S1〜S5等のピストン P1〜！ *5と共に往復運動するピストン P1〜！》5の付属部材と、ピストンピン S1〜S5を介してピストン P1 〜P5に連結されるコネクティングロッド R1〜R5のうち往復運動する部分とを合わせたものを意味する。

さらに、回転軸線 L方向において、クランクピン K1の両端には、 2つのクランクウエブ Gl, G2が設けられ、同様に、ククランクピン K2の両端には、 2つのクランクウェブ G3， G4が、そしてクランクピン K3の両端には、 2つのクランクウェブ G5, G6がそれぞれ設けられる。それらクランクウェブ G1〜G6には、各ピストン P1 〜P5等の往復運動部分に発生する 1次慣性力を減少させるパランス力を発生するバランスウェイ卜が、仮想平面 Hに関して面対称な配置となるようにぞれぞれ設けられる。そして、 4つのピストン Pl， P2, P4, P5については、回転軸線 Lに関してクランクピン Kl， Κ3の 1 8 0度反対側で、クランクピン Kl, Κ3の中心軸線上、すなわちクランク半径をもつ仮想円上にその重心が位置するようバランスゥェイトが設けられる。また、ピストン Ρ3については、回転軸線 Lに関してクランクピン Κ2の 1 8 0度反対側で、クランクピン Κ2の中心軸線上、すなわちクランク半径をもつ仮想円上（この半径は、クランクピン Kl, Κ3のそれと等しい）にその重心が位置するようバランスウェイトが設けられる。さらに、全て等しい質量を有するように設定されたピストン Π〜！ >5等の往復運動部分に対して、バランスゥェイトにより、各ピストン Ρ1〜Ρ5等の往復運動部分の 1次慣性力に対するバランス率がいずれも 5 0 %に設定される。そして、図 2を参照すると、回転軸線 L方向での幅が前バンク laのそれよりも小さい後バンク lbは、前バンク laよりもシート 34に近い位置を占め、また全シリンダポア B1〜B5は仮想平面 Hに関して面対称に配置されている。したがって、前バンク laおよび後パンク lbの回転軸線 L方向での両端部である左右端部は、左お方向での車体中心 Yに関してほぼ対称な位置を占め、また前バンク 1 aの 3つの気筒 Cl， C3, C5および後バンク lbの 2つの気筒 C2, C4は、車体中心 Yに関してほぼ対称な位置を占める。

この内燃機関 Eは、前述のように、内燃機関 Eの運転により、ピストン P1〜P5 等の往復運動部分の往復運動に起因して発生する 1次慣性力に釣り合うバランス力を発生するバランスウェイトを備えており、このバランス力により 1次慣性力の不釣り合い分である不平衡 1次慣性力を 0 (零）として、 1次振動の発生を防止している。そこで、以下、この 1次振動防止構造について説明する。

まず、一般に、（2 n + l ) (ここで、 nは自然数）個の奇数の気筒を有し、バンク角 6>の V型内燃機関について説明し、その後、その特別の場合としての前述の 5気筒の V型内燃機関 Eについて説明する。

( 2 n + l ) 個の気筒を有する V型内燃機関において、（n + 1 ) 個の気筒がクランク軸の回転軸線に沿う方向に配列されて第 1パンクを形成し、 n個の気筒が前記回転軸線の沿う方向に配列されて第 2バンクを形成する。クランク軸は、第 1 , 第 2バンクにそれぞれ属する 2つの気筒にそれぞれ嵌合する 2つのピストンにそれぞれ連結されたコネクティングロッドが共に連結される n本の共用クランクピンと、第 1バンクの残りの気筒に嵌合する 1つのビストンに連結されたコネクティングロッドのみが連結される 1本の単独クランクピンを有する。そして、 n本の共用クランクピンは同じ位相に配置、すなわちクランク軸の回転軸線方向に見たとき重なる位置に配置される。また、単独クランクピンは、前記回転軸線方向でクランク軸のどの位置にあってもよい。

最初に、クランク軸の回転軸線方向に見た説明図である図 4を参照して、 1本の共用クランクピン K_cに連結され、かつ第 1 , 第 2バンクにそれぞれ属する 2 つの気筒 Cい C_Mにそれぞれ嵌合する 2つのピストン Pい P_Mの往復運動により発生する 1次慣性力について説明する。クランク軸は、図中の Aで示される矢印方向に回転するものとし、前記回転軸線を原点として、原点から延びる第 2バンクの気筒 C_Mのシリンダポアの中心軸線を Y軸とし、 Y軸と直交する X軸は、 Y 軸の正方向から回転方向 Aとは反対方向に 90度回転した位置で原点から延びる半直線を正方向とする。第 1バンクに属する気筒 C _tのシリンダポアの中心軸線は、 Y軸からバンク角 0だけ回転方向で進み側に位置する。さらに、

M：ピストン等の往復運動部分の質量

て： Y軸からのクランク軸の回転角または共用クランクピン K_cの回転角 r ：クランク半径

ω：クランク軸の角速度

とする。このとき、第 1バンクのピストン P_t等の往復運動部分に発生する 1次慣性力は式（1) で、また第 2バンクのピストン P_M等の往復運動部分に発生する 1次慣性力 F₂は式（2) で表される。

F₁ 1 _ F- rco" cos(r-ff)sin<9l い )

F_lY j Μτώ¹ cos(r - 0 cos θ

(2)

ここで、添字 X， Yは、 X軸方向成分および Υ軸方向成分を表す。

したがって、この 2つのピストン Ρい Ρ_Μ等の往復運動部分を合わせた 1次慣性力 F₁₂は、各 1次慣性力 F,， F₂のベクトル和となり、式（3) で表される。

一 COS(T— sin0

(3)

COST + cos(r—0)cos0

よって、（2 n+ l) 個の気筒を有する V型内燃機関の n本の共用クランクピンに連結されたピストン等の往復運動部分の全体の 1次慣性力 F„は、式（4) で表される。

nY

次に、図 5を参照して、単独クランクピン K_sに連結され、第 1バンクの残りの気筒 C_Nに嵌合するピストン P_N等の往復運動部分に発生する 1次慣性力 F cを求める。第 1バンクが、第 2バンクに対して回転方向で進み側にある場合について説明する。単独クランクピン K_sの位相が、共用クランクピン K_cから回転方向 Aに; S度であるとすると、その 1次 '置性力 F_cは、式（5) で表される。

したがって、（2 n+ 1) 個の気筒を有する V型内燃機関全体の 1次慣性力 F_Tは、 1次慣性力 F_nと 1次慣性力 F_cのベクトル和となり、式（6) で表される。

- n COS(T - β) sin Θ - cos(r - Θ + β) Ϊηθ

= Mrco (6)

n COST + n COSIT - β) COS0 + COS(T -Θ + /8)COS0

ここで、バンク角 0を式（7) を満たすように設定し、単独クランクピン K_s の位相を式（8) を満たすように配置、すなわち共用クランクピン K_cから（1 8 0 - 0) 度の角度をもって回転方向で遅れ側に配置する。

e=co&-^] ( 1 / (2 n) ) (7) sin σ— "丄ー cos Θ = 1- (8)

4«' β =— ( 1 80-0) (9〉なお、式（8) で、 s in 0が正の値となるのは、回転方向でバンク角 0が 0度 < θ< 1 8 0度であることによる。

式（7) ，（8)， (9) を式（6) に代入して整理すると式（10) が得られる

. n COS(T ~e)sinO+ COST sin Θ '

TY I n COST + n cos r -B)cosd - COST COS Θ

：で、 (1 1 )

1

一

とおくと、

s i n o! 4n² (13)

k

1

n

cos (14)

k

であることから、式（13) ， (14) を考慮して、式（10) を変形すると次式が得られる。

式（15) から、この V型内燃機関の各ピストンの往復運動部分に発生する 1次慣性力の合力である 1次慣性力 F_Tは、その大きさが k M r ω²であり、クランク軸の回転角てに対して α度遅れて、クランク軸と同じ角速度で回るべクトルであることがわかる。それゆえ、この 1次慣性力 F_Tに釣り合うパランス力を発生するバランスウェイトがクランク軸に設けられれば、この V型内燃機関全体の不平衡 1次'匿性力を常に 0 (零）とすることができる。したがって、バランスウェイト W_Bは、共用クランクピン K_cが Y軸上にある時の状態を示す図 6に示されるように、実線の白抜きの矢印で示される 1次慣性力 F_Tに対して、（ + 180) 度の位置に設けられ、その質量は、例えばクランク半径上にその重心を有する k Mに設定される。

また、第 1バンクが、第 2パンクに対して回転方向で遅れ側にある場合には、図 7に図示されるように、式（5) に対応して、残りの気筒 C_Nに嵌合するビストン P_N等の往復運動部分に発生する 1次慣性力 F_cは、単独クランクピン K_sの位相を、共用クランクピン K_cから回転方向 Aに ]3度であるとすると、次式で表される。

F, CY

したがつて、 V型内燃機関全体の 1次慣性力 F_Tは、 1次慣性力 F_nと 1次慣性力 F_cのベクトル和となり、式（17) で表される。

E

F,

CY

— Mrm² ( ,一17、)

ここで、バンク角 Sを式（7) を満たすように設定し、さらに単独クランクピンの位相を式（18) を満たすように配置、すなわち共用クランクピン K_cから (180-0) 度の角度をもって回転方向で進み側に配置する。

β= ( 1 80— β) (18) 式（7) , (8)， (18) を式（17) に代入して整理すると次式が得られる。

さらに、式（13) ， (14) を式（19) に代入すると、

ΊΎ

となって、式（15) に対応する式が得られる。

この式（20) から、残りの気筒が属する第 1バンクが、第 2バンクに対して回転方向で遅れ側にある場合には、 1次慣性力 F_Tは、その大きさが k M r ω ²であり、クランク軸の回転角てに対して α度進んで、クランク軸と同じ角速度で回るベクトルであることがわかる。それゆえ、この 1次慣性力 F_Tに釣り合うパランスカを発生するバランスウェイト W_Bをクランク軸に設ければ、この V型内燃機関全体の不平衡 1次慣性力を常に 0 (零）とすることができる。したがって、パランスウェイ卜は、共用クランクピン K_cが Y軸上にある時の状態を示す図 6に示されるように、破線の白抜きの矢印で示される 1次慣性力 F_Tに対して、（ひ + 1 8 0 ) 度の位置に設けられ、その質量は、例えばクランク半径をもつ仮想円上にその重心を有する k Mに設定される。

次に、このような一般的な 1次振動防止構造の特別な場合として、 n = 2の場合である前述の V型 5気筒の内燃機関 Eの 1次振動防止構造について説明する。

( 2 n + l ) 気筒の V型内燃機関の場合は、式（15) または式（20) を満たす限り、バランスウェイトの位置は、クランク軸のどの部分であってもよかったが、この内燃機関 Eでは、各ピストン P1〜P5等の往復運動部分に対応して、全てのクランクウェブ G1〜G6に設けられたパランスウェイトにより、各ピストン P1〜P5等の往復運動部分の 1次慣性力に対するパランス率がいずれも 5 0 %に設定されている。このことは、各ピストン PI〜！ ^等の往復運動部分に対応して、クランク半径をもつ仮想円上に MZ 2の質量を有するバランスウェイトが設けられることと等価である。

それゆえ、分かり易くするためクランクピン Kl, K3が Y軸上に位置するときの状態を示す図 8 Aないし図 8 Eにおいて、各ピストン！ >1〜P5等の往復運動部分に対応して、バランスウェイトにより、図示のようなバランス力 F_{B l}， F_{B 2}が発生し、内燃機関 E全体でのバランス力 F_Bは、各バランス力 F_{B 1} , F_{B 2}のベクトル和となる。そして、図 8 Fに示されるように、このバランス力 F_Bは、式（15) において、 n = 2とすることにより得られる 1次慣性力 F_Tと、大きさが同じで、その向きが 1 8 0度異なるため、両者の合力は 0 (零）となり、 1次慣性力による振動の発生が防止される。

また、このことは、クランクピン Kl， Κ3に連結された 4つのピストン Pl， Ρ2, Ρ4, Ρ5等の往復運動部分の 1次慣性力と該ピストン Ρ1， Ρ2, Ρ4, Ρ5等の往復運動部分に対応するバランスウェイトのバランス力との和として残る不平衡 1次慣性力が、クランクピン Κ2に連結されたビストン Ρ3等の往復運動部分の 1次慣性力と該ピストン Ρ3等の往復運動部分に対応するバランスウェイトのバランス力との和として残る不平衡 1次慣性力により釣り合わされて、内燃機関 Ε全体の不平衡 1 次慣性力が 0 (零）となることも示している。

すなわち、分かり易くするためクランクピン Kl， Κ3が Υ軸上に位置するときの状態を示す図 9を参照すると、クランクピン Kl， Κ3にそれぞれ連結されて、前バンク laに属する気筒 Cl， C5のピストン Pl， P5等の往復運動部分の 1次慣性力は互いに等しく、それぞれ式 ( 1 ) で求められ、それらの合力の大きさは、 2 X (M r to² cos 0 ) であり、その向きは Y軸の正方向から 0度である。そして、それらピストン Pl， P5等の往復運動部分に対応して設けられたバランスウェイトによるバランス力は、その大きさが 2 X (M r ω² ) / 2で、その向きは Υ軸の正方向から 1 8 0度である。したがって、両ピストン Pl， Ρ5等の往復運動部分の不平衡 1次慣性力は、 1次慣性力とバランス力とのベクトル和となり、その大きさは 2 X (M r ω² ) / 2であり、その向きは Υ軸の正方向から 2 0度である。一方、クランクピン Kl, K3に連結されて、後バンク lbに属する気筒 C2， C4のピストン P2， P4等の往復運動部分の 1次慣性力は互いに等しく、それぞれ式 (2) で求められ、それらの合力の大きさは、 2XMro>²であり、その向きは Y軸の正方向である。そして、それらピストン P2， P4等の往復運動部分に対応して設けられたバランスウェイトによるバランス力は、その大きさが 2 XMr ω²Ζ2で、その向きが Υ軸の正方向から 180度である。したがって、両ピストン Ρ2， Ρ4 等の往復運動部分の不平衡 1次慣性力 Fu ₂は、 1次慣性力とバランス力とのべクトル和となり、その大きさは 2 X (Mr ω²) Ζ2であり、その向きは Υ軸の正方向である。

したがって、両不平衡 1次慣性力 Fm, F_U2のベクトル和である 2本のクランクピン Kl, K3に連結されたピストン PI, P2, P4, P5等の往復運動部分の不平衡 1 次慣性力 F_U12は、その大きさが 2 XMr ²cos0であり、その向きが Y軸の正方向から 0度である。そして、式（7) より、不平衡 1次慣性力 F_U12の大きさは、 Mr ω²Ζ2である。

そして、クランクピン Κ2に連結されて、前バンク laに属する気筒 C3のピストン P3等の往復運動部分の 1次慣性力は、式（5) で求められ、その大きさは、 Mr ω²であり、その向きが Υ軸の正方向から— （180— 0) 度である。そして、ピストン Ρ3等の往復運動部分に対応して設けられたバランスウェイトによるバランスカは、その大きさが Mr ω²/2で、その向きが Υ軸から Θ度である。したがって、ピストン Ρ3等の往復運動部分の不平衡 1次'置性力 F_U3は、 1次慣性力とバランス力とのべクトル和となり、その大きさは M r ω²Ζ2であり、その向きは Υ軸の正方向から— （180— S) 度である。

以上のことから、クランクピン Kl, Κ3に連結された 4つのピストン Pl， Ρ2, Ρ4 ， Ρ5等の往復運動部分の 1次不平衡慣性力 F_ul2が、クランクピン K2に連結されたピストン P3等の往復運動部分の 1次不平衡慣性力 Fu ₃により釣り合わされて、内燃機関 E全体の不平衡 1次慣性力が 0 (零）となることがわかる。さらに、同様のことが、（2n+ l) 気筒を有し、バランスウェイトが、各ピストン等の往復運動部分毎に 50%のバランス率となるように設定される V型内燃機関についてもいえる。

次に、前述のように構成された実施例の作用おょぴ効果について説明する。

3個の気筒 CI, C3, C5で形成される前バンク laと 2個の気筒 C2, C4で形成される後バンク lbとがバンク角 0をなす内燃機関 Eが運転されたとき、クランク軸 5 に、 k M r co²の大きさで、かつ（ひ+ 1 8 0 ) 度（ここで、 k = ( 1 5 / 4 ) ¹ Z 2であり、 a =— s in—¹ ( 1 /4 ) である）の向きのバランス力が発生するバランスウェイトが設けられた（図 8の（F) 参照）ことにより、全ピストン〜P5 等の往復運動部分に発生する 1次慣性力が、クランク軸 5に設けられたバランスウェイトに発生するバランス力により釣り合うため、 1次慣性力に起因する 1次振動の発生が防止される。その結果、 1次振動がクランク軸 5に設けられたバランスウェイトにより防止されるので、従来技術のようにアームを有するバランサ機構や、伝動機構やバランサ軸を有するバランサ機構を設ける必要がなく、内燃機関 Eの重量増が抑制さると共に、内燃機関 Eが小型化される。また、部品点数が削減されるので生産性が向上し、さらに摺動部の減少により摩擦損失が減少して、有効な機関出力を増大させることができる。

パランスウェイトが、ピストン Π〜！ >5等等の往復運動部分毎に 5 0 %のバランス率となるように設定され、かつ回転軸線 Lに関して各クランクピンの 1 8 0度反対側に設けられるので、クランクピン Kl， Κ3にそれぞれ連結された全てのビストン P1, Ρ2, Ρ4, Ρ5等の往復運動部分の不平衡 1次慣性力 F_{U 1 2}が、クランクピン K2に連結されたピストン P3等の往復運動部分の不平衡 1次慣性力 F_{U 3}と釣り合うことで 1次振動の発生が防止される。したがって、クランクピン Kl, K3にそれぞれ連結されて 1対となったピストン Pl， P2, P4, P5等の往復運動部分以外の、クランクピン K2に連結されたビストン P3等の往復運動部分を利用して、バランスウェイトの設置が容易な形態で 1次振動の発生を防止できる。しかも、バランスウェイトは、ピストン P1〜P5等の往復運動部分毎に 5 0 %のバランス率となるように設定されるため、クランク軸 5の回転方向での 1次慣性力が均等化される。これにより、クランク軸 5およびクランク軸 5を支持する軸受部 D1〜！) 4の設計が容易となると共に、剛性を高めるための重量増が回避されて、内燃機関 Eを軽量化できる。そのうえ、クランク軸 5が組立式クランク軸から構成される場合には、クランクウェブ G1〜G6を含む部品の共用化が可能となり、コスト削減ができるクランクピンは、クランク軸 5の、回転軸線 L方向での中央に配置され、仮想平面 Hに対して、 5つのピストン P1〜P5等の往復運動部分および全ての前記バランスウェイトが面対称に配置されていることから、クランク軸 5に発生する 1 次慣性力はパランスウェイトに発生するバランス力と釣り合ううえ、各ピストン P1〜P5等の往復運動部分に発生する 1次慣性力およびバランスウェイトに発生するバランス力は仮想平面 Hに関して面対称になり、 1次慣性力およびバランス力により偶力が形成されることがない。その結果、クランクピン K1〜K3、ピストン Π〜Ρ5等の往復運動部分およびパランスウェイトの面対称な配置という簡単な構造により、 1次'贋性力およびバランス力に起因するカップリング振動の発生が防止される。

内燃機関 Εが自動 2輪車 Vに搭載された状態で、回転軸線 L方向の幅が前バンク laのそれよりも小さい後バンク lbが、シート 34に近い位置を占めるため、運転者が両膝を狭めて、両脚の内側で燃料タンク 33を挟むことで、乗車姿勢をより安定化させる二一グリップ性が良好になる。また、前バンク laのみでなく後バンク lbの 2つの気筒 C2， C4も、左右方向での車体中心 Yに対してほぼ対称に位置することから、車体に対する内燃機関 Eの左右での重量のバランスがとれるうえ、内燃機関 Eの重心が左右方向で車体中心 Yに近づくので、操縦性および走行安定性が向上する。また、また仮想平面 Hに関して、全シリンダポア B1〜B5が面対称に配置されることから、回転軸線 L方向での前バンク laおよび後バンク lbの左右端部は、車体中心 Yに対してほぼ対称な位置を占める。したがって、内燃機関 Eの、車体フレームに対する搭載性が向上する。

5気筒 V型内燃機関 Eにおいて、クランクピン K2に連結されるピストン P3が後バンク lbに属する場合、さらに、前述したように、 5気筒 V型内燃機関 Eに限られることなく、一般に（2 n + l ) 気筒の V型内燃機関においても、 1次振動の発生が防止される。以下、前述した実施例の一部の構成を変更した実施例について、変更した構成に関して説明する。

n = 2の場合である前述の 5気筒 V型内燃機関 E以外にも、 nが 2以外の偶数であって、全気筒のピストン等の往復運動部分および全てのパランスウェイトが、クランク軸の両端のジャーナルの間で、回転軸線 L方向での中央に配置された単独クランクピンに連結されるピストンが嵌合する気筒のシリンダポアの中心軸線を含み、かつ回転軸線 Lに直交する仮想平面に関して面対称に配置されるものであれば、カップリング振動の発生が防止される。

また、内燃機関は車両以外に使用されるものであってもよい。

Claims

請求の範囲

1. V字状をなす 2つのパンクを形成する（2 n+ l) (ここで、 nは自然数）個の気筒と、前記各気筒のシリンダポアに嵌合するピストンと、これらのピストンにそれぞれ連結されたコネクティングロッドと、クランク軸と、を備え、前記クランク軸は、前記 2つのバンクにそれぞれ属するピストンの対のそれぞれに連結されたコネクティングロッドが共に連結された n本の共用クランクピンと、 1つの残りのピストンに連結されたコネクティングロッドのみが連結された 1 本の単独クランクピンを有している奇数気筒の V型内燃機関において、

前記 n本の共用クランクピンは、同じ位相に配置され、

0=cos-' (1 / (2 n) ) 前記単独クランクピンは、前記残りのビストンが前記クランク軸の回転方向で進み側にある前記バンクに属する場合は、前記共用クランクピンから（180— Θ) 度の角度をもって前記回転方向で遅れ側に配置され、前記残りのピストンが前記回転方向で遅れ側にある前記バンクに属する場合は、前記共用クランクピンから（180_0) 度の角度をもって前記回転方向で進み側に配置され、前記全ての気筒において前記ピストン等の往復運動部分の質量は等しく設定され、

k = 1 L 1 ) ^₍ 1ゝ ₂

：前記共用クランクピンからの前記回転方向への角度 M：前記各往復運動部分の質量

r ：クランク半径

ω：前記クランク軸の角速度

としたとき、

前記クランク軸には、 k M r ω²の大きさで、かつ（α + 1 8 0 ) 度の向きのバランス力が発生するバランスウェイト手段が設けられていることを特徴とする奇数気筒の V型内燃機関。

2 . 前記バランスウェイト手段は、複数個のバランスウェイトからなり：前記ピストン等の往復運動部分毎に 5 0 %のバランス率となるように設定され、かつバランスウェイトは、前記クランク軸の回転軸線に対して前記各クランクピンの 1 8 0度反対側に設けられていることを特徴とする請求項 1記載の奇数気筒の V型内燃機関。

3 . ηは偶数であり、前記バランスウェイト手段は複数個のバランスウェイ卜からなり、前記単独クランクピンは、前記クランク軸にその回転軸線方向での中央に配置され、前記残りのピストンが嵌合するシリンダポアの中心軸線を含みかつ前記回転軸線に直交する仮想平面に関して、前記全てのピストン等の往復運動部分および前記全てのバランスウェイトが面対称に配置されていることを特徴とする請求項 1記載の奇数気筒の V型内燃機関。