WO2003071102A1 - Dispositif de lubrification de moteur - Google Patents

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WO2003071102A1
WO2003071102A1 PCT/JP2003/001604 JP0301604W WO03071102A1 WO 2003071102 A1 WO2003071102 A1 WO 2003071102A1 JP 0301604 W JP0301604 W JP 0301604W WO 03071102 A1 WO03071102 A1 WO 03071102A1
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WO
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lubricating oil
gear
shaft
balancer
main shaft
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Application number
PCT/JP2003/001604
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English (en)
French (fr)
Inventor
Yoji Utsumi
Masahiro Ito
Original Assignee
Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha
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Publication date
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    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01M—LUBRICATING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; LUBRICATING INTERNAL COMBUSTION ENGINES; CRANKCASE VENTILATING
    • F01M1/00—Pressure lubrication
    • F01M1/02—Pressure lubrication using lubricating pumps
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01M—LUBRICATING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; LUBRICATING INTERNAL COMBUSTION ENGINES; CRANKCASE VENTILATING
    • F01M1/00—Pressure lubrication
    • F01M1/06—Lubricating systems characterised by the provision therein of crankshafts or connecting rods with lubricant passageways, e.g. bores
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F01—MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; ENGINE PLANTS IN GENERAL; STEAM ENGINES
    • F01M—LUBRICATING OF MACHINES OR ENGINES IN GENERAL; LUBRICATING INTERNAL COMBUSTION ENGINES; CRANKCASE VENTILATING
    • F01M9/00—Lubrication means having pertinent characteristics not provided for in, or of interest apart from, groups F01M1/00 - F01M7/00
    • F01M9/10—Lubrication of valve gear or auxiliaries
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/04—Features relating to lubrication or cooling or heating
    • F—MECHANICAL ENGINEERING; LIGHTING; HEATING; WEAPONS; BLASTING
    • F16—ENGINEERING ELEMENTS AND UNITS; GENERAL MEASURES FOR PRODUCING AND MAINTAINING EFFECTIVE FUNCTIONING OF MACHINES OR INSTALLATIONS; THERMAL INSULATION IN GENERAL
    • F16H—GEARING
    • F16H57/00—General details of gearing
    • F16H57/02—Gearboxes; Mounting gearing therein
    • F16H2057/0203—Gearboxes; Mounting gearing therein the gearbox is associated or combined with a crank case of an engine

Definitions

  • the present invention relates to an engine lubrication apparatus, and more particularly to an engine lubrication apparatus that can effectively lubricate a speed change device disposed in a crankcase with a simple structure.
  • a lubricating passage is formed in a main shaft and a drive shaft of a transmission, and lubricating oil is supplied into the lubricating passage by a lubricating oil pump.
  • the oil is supplied from a branch hole formed in a drive shaft to a sliding surface with a transmission gear, thereby lubricating the sliding surface.
  • lubricating oil is directly supplied to a joint surface between the transmission gears.
  • a main shaft 13 and a drive shaft 14 are arranged on a divided joint surface of a crankcase 1 which is vertically divided into an upper case 2 and a lower case 3.
  • a bypass pipe 36 connecting the lubricating oil passages 34 and 35 formed on both side walls is It is arranged in parallel with the in-shaft and the like, and has a configuration in which an injection port 38 for supplying lubricating oil to the transmission gear group is formed in the bypass pipe 36.
  • the present invention has been made in view of the above-described conventional problems, and easily and reliably lubricates a transmission gear coupling portion of a transmission without causing problems such as a complicated structure and an increase in the number of parts.
  • the purpose of the present invention is to provide a lubricating device for an engine that can perform the lubrication. Disclosure of the invention
  • the invention of claim 1 provides a lubrication system for an engine in which a transmission having a main shaft and a drive shaft on which a plurality of transmission gears are mounted is arranged in a split crankcase divided into left and right case portions.
  • the connecting bolts of the left and right case portions are inserted and arranged near and parallel to the main shaft or the drive shaft, and the bolts into which the connecting bolts of the left and right case portions are inserted.
  • the left and right bosses having holes are extended in a cylindrical shape and brought into abutting contact with each other, and the space between the inner surfaces of the bolt holes of the left and right bosses and the outer surface of the coupling bolt is used as a lubricating oil passage.
  • the lubricating oil supply source is connected to a lubricating oil supply source, and a lubricating oil supply hole directed to a transmission gear of the transmission is formed in the boss portion so as to be branched from the lubricating oil passage.
  • the coupling bolt and the cylindrical boss are disposed at an intermediate upper portion between the main shaft and the drive shaft. It is characterized in that it is formed so as to be directed to the gear.
  • the coupling bolt is inserted from a clutch chamber side that houses a clutch mechanism mounted on one end of the main shaft and is screwed into a wall surface of a facing case portion. The head of the coupling bolt is located on the clutch chamber side.
  • the invention of claim 4 is characterized in that, in claim 3, a lubricating oil supply port is formed on the screw side of the coupling bolt, and a lubricating oil discharge port is formed on the head side.
  • the invention according to claim 5 is characterized in that, in claim 4, the portion of the bolt hole immediately adjacent to the head of the coupling bolt is formed to have a small diameter such that a gap between the bolt and the coupling bolt is narrower than the lubricating oil passage portion.
  • the invention of claim 6 is the invention according to claim 4 or 5, wherein the lubricating oil discharge port of the lubricating oil passage communicates with a lubricating oil passage in a drive shaft formed in the drive shaft. It is characterized in that the oil passage communicates with the sliding surface of the transmission gear through the lubricating oil supply hole.
  • the invention of claim 7 is the invention according to any one of claims 4 to 6, wherein the lubricating oil supply port side portion of the lubricating oil passage is communicated with a main shaft lubricating oil passage formed in the main shaft. It is characterized in that the lubricating oil passage in the main shaft communicates with the sliding surface of the transmission gear through a lubricating oil supply hole.
  • FIG. 1 is a right side view of an engine according to an embodiment of the present invention.
  • FIG. 2 is a developed cross-sectional plan view of the engine.
  • FIG. 3 is a left side view showing the engine valve train.
  • FIG. 4 is a sectional rear view of the valve gear.
  • FIG. 5 is a sectional plan developed view showing the engine balancer device.
  • FIG. 6 is a bottom view of the cylinder head of the engine.
  • FIG. 7 is a bottom view of the cylinder body of the engine.
  • FIG. 8 is a cross-sectional side view of the cylinder body cylinder head coupling portion of the engine.
  • FIG. 9 is a sectional side view of the cylinder body cylinder head connection portion of the engine.
  • FIG. 10 is a cross-sectional side view of a connection portion between the cylinder body and the crankcase of the engine.
  • FIG. 11 is a left side view showing the balancer device of the engine.
  • FIG. 12 is an enlarged sectional view of a holding lever mounting portion of the balancer device.
  • FIG. 13 is a side view of a rotating lever component of the balancer device.
  • FIG. 14 is a side view showing a buffer structure of the balancer drive gear of the balancer device.
  • FIG. 15 is a right side view of the balancer device.
  • FIG. 16 is a right side view in cross section of the bearing bracket of the engine.
  • FIG. 17 is a cross-sectional left side view of the bearing bracket of the engine.
  • FIG. 18 is a schematic configuration diagram of the engine lubrication device.
  • FIG. 19 is a configuration diagram of the lubricating device.
  • FIG. 20 is a cross-sectional side view of the lubricating device around a lubricating oil pump.
  • FIG. 21 is a left side sectional view of the lubricating device. BEST MODE FOR CARRYING OUT THE INVENTION
  • reference numeral 1 denotes a water-cooled 4-cycle single-cylinder 5-valve engine, in which a cylinder body 3, a cylinder head 4 and a head cover 5 are laminated and fastened on a crankcase 2, and a cylinder bore 3 of a cylinder body 3 is provided. It has a schematic structure in which a piston 6 slidably disposed in a is connected to a crankshaft 8 by a condole 7.
  • the above-mentioned cylinder body 3 and the crankcase 2 are screwed with four case bolts 30a penetrating the lower flange part (case-side flange part) 3b into the cylinder-side mating face 2e of the crankcase 2 above.
  • the case bolts 30a are formed of iron alloy bearing brackets 12 and 1 2 'embedded in the left and right walls of the aluminum alloy glancing case 2 by insert construction. (To be described later).
  • Reference numeral 31a denotes a dowel pin for positioning the crankcase 2 and the cylinder body 3.
  • the cylinder body 3 and the cylinder head 4 are connected by two short head bolts 30b and four long head bolts 30c.
  • the short head bolt 30 b is screwed below the intake port 4 c and the lower part of the exhaust port of the cylinder head 4 and extends downward. It protrudes downward through f.
  • the bag nut 32a is hinged to the lower protruding portion of the short head bolt 30b, so that the upper flange portion 3f and, consequently, the cylinder body 3 are brought into contact with the cylinder side mating surface 4a of the cylinder head 4. It is tightened.
  • the long head bolt 30c is screwed into the lower flange 3b of the cylinder body 3 to be implanted and extends upward, the upper flange 3f of the cylinder block 3 has a force, and the cylinder is further extended. It protrudes upward through the flange 4b of the head 4. Then, a bag nut 32b is screwed into an upper protruding portion of the long head bolt 30c, so that the lower flange portion 3b, and consequently, the cylinder body 3 is joined to the cylinder head 4 at the cylinder side 4a. It is tightened.
  • the upper flange 3 f of the cylinder body 3 is connected to the cylinder head 4 with the short head bolt 30 b and the bag nut 32 a.
  • a long head bolt 30c is planted on the lower flange 3b, which is bolted to the mating surface 2e of the crankcase 1, and the long head bolt 30c and the bag Since the cylinder body 3 is fastened and fixed to the flange 4b of the cylinder head 4 by the nuts 3 2b, the tensile load due to the combustion pressure Since the weight is borne by the cylinder body 3 and the four long head bolts 30c, the load acting on the cylinder body 3 can be reduced accordingly. As a result, the stress generated particularly in the axially intermediate portion of the cylinder body 3 can be reduced, and the durability can be ensured even when the thickness of the cylinder body 3 is reduced.
  • the long head bolt 30c was disposed near the case bolt 30a for tightening the crankcase. Can be reliably transmitted from the cylinder head 4 to the crankcase 2 via the long head body 30c and the cylinder body 3, and from this point, the resistance to the load can be improved.
  • the right bearing bracket 12 ′ is a body in which the right bearing 1 la ′ of the crankshaft 8 is inserted into the bearing hole 12 a by press fitting or the like. 1b.
  • the bolted portions 12c and 12c rise upward from the front side and the rear side with the crankshaft 8 interposed therebetween. It extends to the vicinity of the cylinder side mating surface 2e.
  • the above-mentioned bolted portions 12 c from the front and rear portions of the crankshaft 8 are sandwiched.
  • 12 c extend upward to the vicinity of the cylinder side mating face 2 e of the crankcase 2.
  • the boss portion 12b is formed with a collar hole 12e into which a bearing collar 12d made of iron and having an outer diameter larger than a balancer driving gear 25a described later is press-fitted.
  • the left crankshaft bearing 11a is inserted into the bearing hole 12a of the bearing collar 12d.
  • the bearing collar 12 d is provided so that the crankshaft 8 can be assembled in the crankcase 2 in a state where the gear body 25 having the balancer drive gear 25 a is press-fitted to the crankshaft 8. It is for doing.
  • a seal plate 25d is interposed between the gear body 25 and the bearing 11a of the left shaft portion 8c of the crankshaft 8.
  • the inner diameter side of the seal plate 25 d is sandwiched between the gear body 25 and the inner race of the bearing 11 a, and interference between the outer diameter side portion and the outer race of the bearing 11 a is prevented. There is a gap like a kid to avoid.
  • the outer peripheral surface of the seal plate 25d is in sliding contact with the inner peripheral surface of the flange portion 12h of the bearing collar 12d.
  • a seal cylinder 17i is interposed between the bearing 1la 'and the cover plate 17g of the right shaft portion 8c' of the crankshaft 8.
  • the inner peripheral surface of the seal cylinder 17i is fitted and fixed to the right shaft portion 8c '.
  • a seal groove having a labyrinth structure is formed on the outer peripheral surface of the seal cylinder 17i, and is in sliding contact with the inner surface of a seal hole 2p formed in the right case portion 2b.
  • the seal plate 25 d and the seal cylinder 17 i are interposed between the bearings 11 a and 11 a ′ of the left and right shaft portions 8 c and 8 c ′ of the crankshaft 8. The pressure leak in the chamber 2c is prevented.
  • the cylinders are provided on both sides of the cylinder bore axis A of the iron alloy bearing members 12 and 12 ′ for supporting the crankshaft which are enclosed by the aluminum alloy crankcase 2.
  • Bolt joints (coupling bosses) 12c and 12c extending to the body 3 side are integrally formed, and a case bolt 30a for coupling the cylinder body 3 to the crankcase 2 to the bolt joints 1 2c.
  • the load caused by the combustion pressure can be evenly distributed by the two bolted joints 1 2c before and after the cylinder bore axis A, so that the cylinder body 3 and the crankcase 2 can be connected.
  • the rigidity can be improved.
  • a balancer arranged near and parallel to the crankshaft 8 is provided. Since at least one end of the shafts 22 and 22 'is supported by the iron alloy bearing members 12 and 12', it is possible to increase the support rigidity of the lancer shafts 22 and 22 '. it can. Furthermore, when embedding the iron bearing brackets 12 and 12 ′ in the aluminum alloy crankcase 2, the upper end surface 1 2 f of the bolted joint 1 1 c should be connected to the cylinder side mating surface 2 c of the crankcase 2. Since it is positioned inward without being exposed to e, metal members of different hardness and material do not coexist on the joint surface between the crankcase 2 and the cylinder block 3, and a reduction in sealing performance can be avoided.
  • a bearing collar 12 with a larger outer diameter than the balancer drive gear 25a was mounted on the outer periphery of the bearing 11a.Therefore, the balancer drive gear 25a was attached to the crankshaft 8.
  • the balancer drive gear 25 a is attached to the boss portion 1 2 of the bearing bracket 11. It does not interfere with the minimum inner diameter of b and can be assembled without any problems.
  • the above-mentioned crankcase 1 is of a left and right two-part type consisting of left and right case parts 2a and 2b.
  • a left case cover 9 is detachably attached to the left case section 2a, and a space surrounded by the left case section 2a and the left case cover 9 is a framag chamber 9a.
  • the flamag power generator 35 mounted on the left end of the crankshaft 8 is accommodated in the framag chamber 9a.
  • the above-mentioned flamag chamber 9a communicates with the camshaft arrangement chamber via the chain chambers 3d and 4d described later, and most of the lubricating oil that lubricates the camshaft is supplied to the chain chambers 4d and 3d. Drops into the Flamag chamber 9a via
  • a right case cover 10 is detachably attached to the right case portion 2b, and a space surrounded by the right case portion 2b and the right case cover 10 is a clutch room 10a.
  • a crank chamber 2c is formed at the front of the crankcase 2, and a transmission chamber 2d is formed at the rear.
  • the crank chamber 2c is open toward the cylinder bore 3a, and is substantially defined from other chambers such as the mission chamber 2d. Therefore, the pressure in the mission chamber 2d fluctuates due to the rise and fall of the above-mentioned biston 6, and the piston functions as a pump.
  • the crankshaft 8 is arranged to accommodate the left and right arm portions 8a, 8a and the left and right bay portions 8b, 8b in the crank chamber 2c.
  • the crankshaft 8 is composed of a left crankshaft portion integrating the left arm portion 8a, the bay portion 8b and the shaft portion 8c, and the right arm portion 8a, bay portion 8b and the shaft portion 8c. This is an assembly type in which the right crankshaft part integrally formed with c ′ is integrally connected via a cylindrical crankpin 8d.
  • a transmission mechanism 13 is housed and arranged in the transmission chamber 2d.
  • the transmission structure 13 includes a main shaft 14 and a drive shaft 15 arranged in parallel with the crankshaft 8, and includes first to fifth gears 1 p to 5 p mounted on the main shaft 14. It has a constant mesh structure in which the 1st to 5th gears 1w to 5w mounted on the drive shaft 15 are always engaged.
  • the main shaft 14 is supported by the left and right case portions 2a and 2b via main shaft bearings 11b and 11b.
  • the drive shaft 15 is supported by the left and right case portions 2a and 2b.
  • the shafts are supported by drive shaft bearings 11c and 11c by a and 2b.
  • the right end of the main shaft 14 projects rightward through the right case portion 2b, and the above-mentioned clutch mechanism 16 is mounted on the projecting portion. It is located in the clutch chamber 10a.
  • the large reduction gear (input gear) 16 a of the clutch mechanism 16 is engaged with the small reduction gear 17 fixedly mounted on the right end of the crankshaft 8.
  • the left end of the drive shaft 15 projects outward from the left case portion 2a, and the drive sprocket 18 is mounted on the projecting portion.
  • the Drift Sprocket 18 is connected to the rear wheel Driving Sprocket by a drive chain.
  • the balancer device 19 of the present embodiment includes front and rear balancers 20 and 20 ′ having substantially the same structure and arranged so as to sandwich the crankshaft 8.
  • the front and rear balancers 20, 20 ′ are rotatably supported by the non-rotating balancer shafts 22, 22 ′ and bearings 23, 23. 4
  • the balancer shafts 22 and 22 ' are also used as case bolts (coupling bolts) for tightening and connecting the left and right case portions 2a and 2b in the crankshaft direction.
  • Each of the balancer shafts 22 and 11 ' has a flange 22a formed on the inner side in the engine width direction of the shaft 24 supported by the above-mentioned shaft and a right and left case 2a and 2b.
  • the fixed nuts 21b and 21a are screwed into the opposite ends of the bearing brackets 12 'and 12 above, respectively, and the left and right sides are screwed.
  • the case portions 2a and 2b are connected.
  • the wire 24 includes a substantially semi-circular wire body 24a and a circular gear support 24b formed integrally therewith.
  • the gear support 24b has a ring-shaped balancer.
  • the driven gear 14c is mounted and fixed.
  • 14 b is a lightening hole for minimizing the weight on the opposite side of the weight body 24 a.
  • the balancer driven gear 24 c mounted on the rear balancer 20 ′ is a balancer rotatably mounted on a gear body 25 fixed to the left shaft portion 8 c of the crank shaft 8 by press fitting. Fits drive gear 25a.
  • Reference numeral 25b denotes a timing chain drive sprocket integrated with the gear body 25, as shown in FIG. 11 for adjusting the valve timing.
  • Work has 15c.
  • the gear body 25 is pressed into the crankshaft 8 such that the alignment mark 15c coincides with the cylinder bore axis A when viewed in the crankshaft direction when the crankshaft 8 is at the compression top dead center position.
  • a balancer driven gear 24 c mounted on the front balancer 20 is a balancer drive rotatably supported by a small reduction gear 17 fixed to the right shaft 8 c ′ of the crankshaft 8. Fits gear 17a.
  • the rear-side balancer drive gear 25 a is supported so as to be rotatable relative to the gear body 25, and the front-side balancer drive gear 17 a is connected to the reduction small gear 17. It is supported so as to be relatively rotatable.
  • a buffer spring 33 composed of a U-shaped leaf spring is interposed between the balancer drive gears 25a and 17a and the gear body 25 and the small reduction gear 17 so that the engine The impact due to the torque fluctuation of the motor is suppressed from being transmitted to the balancers 20 and 20 '.
  • the balancer drive gear 17a for the front drive will be described in more detail with reference to FIG. 14, but the same applies to the balancer drive gear 25a for the rear drive.
  • the balancer drive gear 17a has a ring shape and is rotatably supported on a side surface of the small reduction gear 17 by a slide surface 17b having a smaller diameter.
  • a large number of U-shaped spring holding grooves 17c are formed in the slide surface 17b so as to be radially centered on the crank axis.
  • the U-shaped buffer spring 33 is inserted therein.
  • the open end portions 33a, 33a of the buffer spring 33 are engaged with the front and rear portions of the recess 17d formed in the inner peripheral surface of the balancer drive gear 17a. I have.
  • the buffer spring 33 elastically moves in the direction in which the distance between the ends 33a and 33a is reduced. Deforms to absorb torque fluctuations.
  • 17 g is a cover plate for holding the buffer spring 33 in the holding groove 17 c
  • 17 h is a key for connecting the small reduction gear 17 and the crank shaft 8
  • 7 e and 17 f are the reduction gear 17 and the balancer This is an alignment mark for assembling the drive gear 17a.
  • the balancers 20 and 20 ′ include a mechanism for adjusting the backlash between the lancer driven gears 24 c and 24 c and the lancer drive gears 25 a and 17 a.
  • This adjusting mechanism has a configuration in which the balancer axis of the balancer shafts 22 and 22 'and the rotation center line of the balancer driven gear 24c are slightly eccentric. That is, when the balancer shafts 22 and 22 ′ are rotated around the balancer axis, the eccentricity causes the rotation center line of the balancer driven gear 24 c and the rotation center of the balancer drive gears 25 a and 17 a to rotate. The distance from the line changes slightly, which changes the backlash.
  • the mechanism for rotating the balancer shafts 22 and 22 'around the balancer axis is different between the front balancer 20 and the rear balancer 20'.
  • a hexagonal locking projection 22 is formed at the left end of the rear balancer shaft 22 ′, and a rotation lever 26 is formed on the locking projection 22 b.
  • a spline-shaped (polygonal star-shaped) locking hole 26a formed at one end is locked.
  • An arc-shaped bolt hole 26b centering on the balancer axis is formed at the other end of the rotary lever 26.
  • the fixing bolt 17 inserted into the bolt hole 26 b is implanted in the guide plate 28.
  • the guide plate 28 has a substantially arc shape, and is fixed to the crankcase 2 with bolts.
  • the guide plate 28 also has a function of adjusting the flow of the lubricating oil.
  • a grip portion 22f having an oval cross section formed by forming flat portions 22e on both sides of a circular cross section is formed (see FIG. 12).
  • the gripper A collar 29 a having an inner peripheral shape matching the outer peripheral shape of the collar 29 is attached to the 22 f, and a retaining portion 29 b of the retaining lever 29 is movable outside the collar 29 a in the axial direction. It is mounted so that it cannot rotate and cannot rotate.
  • the tip 29 e of the holding lever 29 is fixed to the boss 2 f of the left case 2 a with bolts 29 f.
  • a fastening slit 29c is formed in the holding portion 29b of the holding lever 29, and by tightening the fixing bolt 29d, the collar 29a and thus the balancer shaft 2c are tightened.
  • the rotation of 2 is stopped.
  • the fixed nut 21b is screwed via a washer to the balancer shaft 22 outside the collar 29a in the axial direction via a washer.
  • loosen the fixing nut 21b preferably remove it, and hold the gripper 22f of the balancer shaft 22 with a tool to properly adjust the backlash.
  • the fixing nut 29 d is tightened, and then the fixing nut 21 b is tightened.
  • a lubricating oil introduction part 2c is formed in an arc-shaped notch at the upper part of the locking projection 22b of the balancer shafts 22 and 22 '.
  • a guide hole 22d is opened in the introduction portion 22c, and the guide hole 22d extends into the balancer shaft 22 and penetrates a lower portion of the outer peripheral surface. 22 c is communicated with the inner peripheral surface of the balancer bearing 23. In this way, the lubricating oil that has fallen into the lubricating oil inlet 22 c is supplied to the balancer bearing 23.
  • the weight 24 and the balancer driven gear 24 c are arranged at the right end in the crankshaft direction in the front balancer 20, while the left end in the rear balancer 20 ′ is arranged in the rear balancer 20 ′.
  • the balancer driven gear 24 c is located on the right side of the weight 24 with respect to both the front and rear balancers 20, 20 ′. Therefore, the weight 24 and the balancer driven gear 14 c are located at the front and rear sides.
  • the weight body 24a of the balancer 24 and the balancer driven gear 24c are disposed on the right side (one side) of the front balancer shaft (first balancer shaft) 22 in the direction of the crank axis.
  • the weight body 24a and the balancer driven gear 24c are arranged on the left side (other side) of the rear balancer shaft (second balancer shaft) 22 'in the crankshaft direction. When the device is provided, a decrease in the weight balance in the crankshaft direction can be avoided.
  • front and rear balancer shafts 22 and 22 ′ are also used as case bolts for connecting the left and right case parts 2a and 2b, the structure becomes complicated when a two-axis type balancer device is adopted.
  • the coupling rigidity of the crankcase can be increased while suppressing an increase in the number of parts.
  • each of the balancer body 24a and the balancer gear 14c are integrally formed and rotatably supported by the balancer shafts 22 and 1 ', the balancer weight body 24a and the balancer drive gear 24 are provided. Only the weights 24 composed of c need to be rotationally driven, and there is no need to rotationally drive the balancer shaft itself, so that the engine output can be effectively used.
  • the degree of freedom in assembling can be improved as compared with the case where the balancer weight and the balancer shaft are integrated.
  • the backlash adjustment is performed by rotating the balancer shaft 22 with the front balancer shaft 22 by gripping a gripping portion 22 f formed on the left side in the vehicle width direction of the balancer shaft 22 with a tool.
  • the rotation is performed by rotating a rotation lever 26 provided on the left side of the balancer shaft 22 ′.
  • the balancer drive gear 17a on the crankshaft 8 side which is combined with the balancer driven gear 24c, is relatively rotatably arranged on the slide surface 17b of the reduction small gear 17 fixed to the crankshaft 8.
  • the U-shaped buffer spring 33 is provided in the spring holding groove 17 c that is recessed in the slide surface 17 d, so the impact due to engine torque fluctuations, etc., due to its compact structure.
  • the balancer device can be smoothly operated by absorption. The same applies to the balancer drive gear 25a side.
  • a cooling water pump 48 is disposed at the right end of the front balancer shaft 22 so as to be coaxial therewith.
  • the rotating shaft of the cooling water pump 38 is connected to the balancer shaft 22 by means of an Oldham coupling having the same structure as that of the lubricating oil pump 52 described later so that slight misalignment between the shaft and the balancer shaft 22 can be absorbed. Have been.
  • the intake camshaft 36 and the exhaust camshaft 37 disposed in the head cover 5 are rotationally driven by the crankshaft 8.
  • a crank sprocket 25 b of a gear body 25 press-fitted to the left shaft portion 8 c of the crankshaft 8 and a support shaft 39 implanted in the cylinder head 4
  • the intermediate sprocket 38a which is pivotally supported by the sprocket, is connected to the intermediate sprocket 38a by a timing chain 40, and is formed integrally with the intermediate sprocket 38a, and has a smaller diameter than the intermediate sprocket 38a.
  • the gear 38b is connected to the intake and exhaust gears 41 and 42 fixed to the ends of the intake and exhaust camshafts 36 and 37, respectively.
  • the timing chain 40 is disposed so as to pass through the inside of the chain chambers 3 d and 4 d formed on the left wall of the cylinder block 3 and the cylinder head 4.
  • the intermediate sprocket 38 a and the intermediate gear 38 b are formed in two sets by the support shaft 39 which penetrates the cylinder chamber 4 d of the cylinder head 4 in the crankshaft direction on the cylinder bore axis A.
  • the T-axis is supported via a dollar bearing 4 4.
  • the support shaft 39 has a flange portion 39a fixed to the cylinder head 4 by two bolts 39b.
  • You. 39 c and 39 d are sealing gaskets.
  • the thrust washer 44 b has a stepped shape having a large-diameter portion slidably in contact with the end face of the intermediate sprocket and a step portion protruding in the axial direction toward the needle bearing 44.
  • the thruster 44b has a stepped shape, the workability of assembling the intermediate sprocket 38a can be improved. That is, when assembling the intermediate sprocket 38a, the intermediate shaft 38a and the intermediate gear 38b are positioned in the chain chamber 4d with the thrust washers positioned at both ends so that the thrust washers do not drop. 9 is inserted from the outside, but by locking the step of the thrust washer 44 b in the shaft hole of the intermediate sprocket 38 a, the thrust washer 44 b can be prevented from falling. The assemblability can be improved accordingly.
  • the support shaft 39 has an oil hole 39 e for supplying lubricating oil introduced from the cam chamber to the needle bearing 44 by an oil introduction hole 4 e formed in the cylinder head 4. I have.
  • the intermediate sprocket 38a In the intermediate sprocket 38a, four lightening holes 38c and two lightening holes 38c 'are formed at intervals of 60 degrees.
  • a matching mark 38d is engraved on a tooth located substantially at the center of the groove 38c 'of the intermediate gear 38b, and the matching mark 38 of the intake and exhaust cam gears 41, 42 is formed.
  • the alignment marks 41a and 42a are also engraved on the two teeth corresponding to d.
  • the intermediate sprocket 38a is located on the cover side mating surface 4f of the cylinder head 4.
  • the alignment marks 38 e and 38 e are formed.
  • the crankshaft 8 is held at the compression top dead center position by aligning the alignment mark 25c (see FIG. 11) with the cylinder bore axis A. Also, the above-mentioned intermediate sprocket 38 a and the intermediate gear 38 b attached to the cylinder head 4 via the support shaft 39 are covered with the alignment mark 38 e of the intermediate sprocket 38 a. The cam sprocket 25b and the intermediate sprocket 38a are connected with the timing chain 40 in this state. The intake and exhaust cam gears 41 and 42 of the intake and exhaust camshafts 36 and 37 are aligned with the alignment marks 41a and 42a of the intermediate gear 38b. The intake and exhaust camshafts 36 and 37 on the upper surface of the cylinder head 4 via a cam carrier while checking from the hole 38c ' .
  • the large-diameter intermediate sprocket 38 a is provided with a lightening hole 38 c ′ for both lightening and lightening, and the small-diameter intermediate gear 38 b on the back side is provided from the visual hole 38 c ′.
  • the matching state of the alignment mark 3 8d with the cam gear 4 and 4 2 can be checked so that the small-diameter intermediate gear 38 b can be replaced with the large-diameter intermediate sprocket.
  • the position of the intermediate gear 38b and the cam gear 41.2 can be easily and reliably visually checked while being arranged on the back of the 38a, and the valve timing can be adjusted without any trouble.
  • the intermediate gear 38b can be arranged on the back side of the intermediate sprocket 38a, the dimension from the cam gears 41, 42, which are combined with the intermediate gear 38b to the cam teeth 36a, can be shortened.
  • the camshaft torsion angle can be reduced, and the control accuracy of the valve opening / closing timing can be improved.
  • the area around the cam shaft can be made compact. That is, for example, when the intermediate gear 38b is arranged in front of the intermediate sprocket 38a, the valve timing can be easily adjusted.
  • the dimensions from the cam gears 41, 42 to the cam nose described above are small. As the length increases, the torsion angle of the camshaft increases and the control accuracy of the valve opening / closing timing decreases.
  • the intermediate gear 38b When the intermediate gear 38b is arranged in front of the intermediate sprocket 38a, the intermediate sprocket is supported to avoid interference between the intermediate sprocket 38a and the camshafts 36, 37. It is necessary to increase the distance between the shaft 39 and the camshafts 36 and 37, and there is a concern that the circumference of the power shaft will increase accordingly.
  • a backlash adjusting mechanism is provided between the intermediate gear 38b and the cam gears 41, 42.
  • the intake cam gear 41 and the exhaust cam gear 42 are composed of two gears, a drive gear (power electric gear) 46 and a shift gear ((adjustment gear) 45), respectively.
  • the shift gear 45 has an adjustable angle position.
  • the shift gears 45 and the drive gear 46 are provided with four circumferentially long slots 45 a and 4 at flange portions 36 b and 37 b formed at the ends of the cam shafts 36 and 37. 6 a and four long bolts 6 8 a are fixed so that the angular position can be adjusted, and a relief portion 46 b is formed in the drive gear 46 arranged outside, and the relief portion is formed. Only the shift gear 45 is fixed so that the angular position can be adjusted by two long holes 45 b and two short bolts 68 b using 46 b.
  • the adjustment of the backlash is performed in the following procedure.
  • the intermediate gear 38b rotates counterclockwise as viewed from the left side of the engine as shown in FIG. Accordingly, both the intake cam gear 41 and the exhaust cam gear 42 rotate clockwise.
  • the backlash adjustment is described for the intake cam gear 41, but the same applies to the exhaust cam gear 42.
  • the intake and exhaust cam gears 4 and 4 are composed of the drive gear (power transmission gear) 46 and the shift gear (adjustment gear) 45 that can rotate relative to the gear, the shift gear 45 is driven.
  • the backlash can be adjusted by relatively rotating the gear 46 forward or backward in the rotational direction.
  • the present invention is applied to a chain drive system.
  • the present invention can be applied to a drive system using a toothed belt.
  • the lubricating device 50 of the engine of the present embodiment suctions and pressurizes the lubricating oil stored in the separate lubricating oil tank 51 by the lubricating oil pump 52 through the down tube 56 c of the body frame 56.
  • the oil discharged from the pump 52 is separated into three systems, a cam lubrication system 53, a transmission lubrication system 54, and a crank lubrication system 55, and supplied to each lubricated part.
  • the lubricating oil is configured to return to the lubricating oil tank 51 using the pressure fluctuation in the crank chamber 2c caused by the rise and fall of the piston 6.
  • the above-mentioned lubricating oil tank 51 is provided with a head pipe 56 a of the body frame 56, It is integrally formed in the space surrounded by the tube 56b, the down tube 56c, and the reinforcing bracket 56d.
  • the lubricating oil tank 51 communicates from the down tube 56c to a cross pipe 56e connecting the lower portions of the down tube 56c.
  • the cross pipe 56 e is connected to the outlet pipe 56 f, the oil hose 57 a, the joint pipe 57 b, and the oil suction passage 58 a formed in the crankcase cover. It is connected to the suction port of the oil pump 52.
  • the discharge port of the lubricating oil pump 52 is connected to an oil filter 59 via an oil discharge passage 58b, an external connection chamber 58c, and an oil passage 58d.
  • the above three lubrication systems 53, 54, 55 are separated.
  • the oil filter 59 is provided in a filter chamber 59 d in which a filter cover 47 is detachably mounted in the filter recess 1 Ob formed in the right case cover 10. 9 e is provided.
  • the cam lubrication system 53 extends from the filter cover 47 to the cam-side outlet 59 a of the oil passage formed outside the filter recess 1 Ob. a, and the left and right ends of the lateral side 53b of the lubricating oil pipe are connected to a camshaft lubrication passage 53c, and lubricating oil is supplied to the camshaft 36, via the passage 53c. It has a schematic configuration for supplying to lubricated parts such as the bearing part of 37.
  • the mission lubrication system 54 has the following configuration.
  • a right transmission oil supply passage 54a formed in the right case portion 2b is connected to the mission side outlet 59b of the oil filter 59, and the oil supply passage 54a is provided in the left case portion 2a. It communicates with the main shaft hole (lubricating oil passage in the main shaft) 14a formed in the shaft core of the main shaft 14 through the formed left mission oil supply passage 54b.
  • the main shaft hole 14a communicates with the sliding surface between the main shaft 14 and the transmission gear through a plurality of branch holes (lubricating oil supply holes) 14b, and the main shaft hole 14a is supplied to the main shaft hole 14a.
  • the lubricating oil is supplied to the sliding surface through the branch hole 14b.
  • the middle portion of the left transmission oil supply passage 54b communicates with a bolt hole 60a through which a case bolt 60 for connecting the left and right case portions 2a, 2b is connected.
  • the bolt holes 60a are formed into cylindrical bosses 60c, 60c extending inward from the left and right side walls so as to abut against the left and right case portions 2a, 2b at their mating surfaces.
  • a hole with an inner diameter slightly larger than the outer diameter of the case bolt 60 is formed in c, and the gap between the inner peripheral surface of the bolt hole 60a and the outer peripheral surface of the case bolt 60 is lubricated. It is an oil passage.
  • the boss portion 60c is located at an intermediate upper position between the main shaft 14 and the drive shaft 15 and near a joint portion of the gear train of each shaft.
  • an appropriate number of branch holes (lubricating oil supply holes) 6Ob are formed for ejecting the lubricating oil in the portholes 60a toward the joint portion or the tooth surface of each gear. Have been.
  • the case bolt 60 in FIG. 19 is shown in a state of being developed in the left case part (upper part in the figure) and the right case part (lower part in the figure), but these are the same bolts. .
  • the case bolt 60 is inserted from the clutch chamber 10a side, and the screw portion 60d at the tip thereof is screwed into the wall of the left case portion 2a so as not to be exposed to the outside.
  • the base head 60 e of the case bolt 60 is located in the clutch chamber 10 a, and is formed on a side wall of the right case section 2 b which constitutes a partition wall of the clutch chamber 10 a. Abuts against the bearing surface 2b '.
  • the inner diameter of the portion 60 a ′ of the bolt hole 60 a in the immediate vicinity of the head 60 e is set smaller than that of the other lubricating oil passages so as to reduce the gap with the case bolt 60. .
  • the right end of the bolt hole 60a is connected to a drive shaft hole (drive shaft) formed in the shaft core of the drive shaft 15 through a communication hole 54c formed in a side wall of the right case portion 2b.
  • (In-shaft lubrication oil passage) Communicates with 15a.
  • the left side of the drive shaft hole 15a is closed by a partition wall 15c, and a plurality of branch holes (lubricating oil supply holes) 15b slide between the drive shaft 15 and the drive gear. Department. In this manner, the lubricating oil supplied to the drive shaft hole 15a is supplied to the branch hole 15 It is supplied to the sliding part of each gear through b.
  • a cylindrical boss portion 60c is formed near the main shaft 14 and the drive shaft 15 constituting the transmission, and a bolt case 60a for connecting the crankcase is formed in the bolt hole 60a.
  • a case bolt 60 is inserted, and a space between the inner surface of the bolt hole 60a and the outer surface of the case bolt 60 is used as a lubricating oil passage, and a branch hole (lubricating oil supply hole) is directed to the boss portion 60c.
  • 60b Since 60b is formed, lubricating oil can be supplied to the mating surface of the transmission gear without providing a dedicated lubricating oil supply passage.
  • the left and right bosses 60c are extended into a cylindrical shape and abutted against each other, and the left and right case portions 2a and 2b are connected by connecting bolts 60 inserted inside.
  • the side walls of the right case portions 2a and 2b are not deformed by the coupling force, and as a result, the coupling force of the left-right split crankcase can be increased.
  • the connecting bolt 60 and the boss portion 60c are arranged at positions near the main shaft 14 and the drive shaft 15, the vicinity of the shafts will be connected. 2a and 2b can be increased.
  • the connecting bolt 60 and the cylindrical boss portion 60c are arranged above the middle between the main shaft 14 and the drive shaft 15, and the lubricating oil supply holes 14b and 15b are provided. Since it is formed so as to be directed to the transmission gear group of the main shaft and the drive shaft, lubricating oil can be supplied to both gears of the main shaft and the drive shaft through one lubricating oil passage 60a. In addition, since the connecting bolt 60 is arranged between the gears of the main shaft 14 and the drive shaft 15, the connecting bolt 60 can be brought close to both shafts, and the crankcase can be made even smaller. Can be
  • a lubricating oil supply port is formed on the threaded portion 60 d that is not exposed to the outside of the coupling bolt 60, and a discharge port is formed on the head 60 e side.
  • the lubricating oil supply port side with high lubrication oil does not leak, and the lubricating oil side where lubricating oil may leak from between the head 60 e of the coupling bolt 60 and the seating surface 2 b ′. Since the lubricating oil pressure is low, the amount of lubricating oil leakage can be suppressed.
  • the portion 60 a ′ of the bolt hole 60 a in the immediate vicinity of the head 60 e is formed to have a small diameter so that the gap with the coupling bolt 60 is smaller than the lubricating oil passage portion. It is easy to secure the seating surface 2b 'with which the head 60e abuts, and it is possible to suppress the amount of lubricating oil leakage.
  • the lubricating oil outlet of the lubricating oil passage 60a was communicated with the lubricating oil passage 15a in the drive shaft, and the lubricating oil supply port side was communicated with the lubricating oil passage 14a in the main shaft. Therefore, lubricating oil can be supplied to the drive gear sliding surfaces of the drive shaft 15 and the main shaft 14 without providing a dedicated lubricating oil supply passage.
  • the crank lubrication system 55 has the following configuration.
  • a crank lubrication passage 55 a is formed in the filter cover 47 so as to extend from the crank outlet 59 c toward the lubrication oil pump 52, and the passage 55 a rotates the lubrication oil pump 52.
  • a communication hole 6 2a is formed through the shaft of the shaft 62, and the communication hole 62 is further connected to a crank oil supply hole 8 formed in the shaft of the crankshaft 8 through the connecting pipe 64. communicated with e.
  • the crank oil supply hole 8e communicates with the pin hole 65a of the crank pin 65 through the branch hole 8f, and the pin hole 65a is connected to the connector 7 through the branch hole 65b.
  • the large end 7a has an opening in the rolling surface of the 21 dollar bearing 7b. In this way, the lubricating oil filtered by the oil filter 59 is supplied to the rolling surface of the bearing 21b.
  • the lubricating oil pump 52 has the following structure.
  • a pump chamber 61c is recessed in a right case 61b of a two-part casing 61 composed of left and right cases 6la and 61, and a rotor 63 rotates in the pump chamber 61c. It is arranged freely.
  • the rotary shaft 62 has a schematic structure in which the rotary shaft 62 is inserted and disposed so as to penetrate the shaft core of the rotor 63, and the rotary shaft 62 and the rotor 63 are fixed by pins 63a.
  • the left case above The oil suction passage 58a and the oil discharge passage 58b are connected upstream and downstream of the pump chamber 61a, respectively.
  • Reference numeral 66 denotes a relief valve for maintaining the discharge pressure of the lubricating oil pump 52 below a predetermined value. When the pressure on the discharge side of the lubricating oil pump 52 becomes higher than a predetermined value, the relief valve is turned off. Pressure to the oil suction passage 58a.
  • the rotary shaft 62 is a cylindrical member that penetrates the pump case 61 in the axial direction, and the right end in the drawing is open to the crank oil supply passage 55a.
  • a power transmission flange 62 b is formed at the left end of the rotary shaft 62 in the figure.
  • the flange portion 62b is opposed to the right end face of the crankshaft 8, and the flange portion 62b and the crankshaft 8 are connected by an Oldham coupling 67 so as to absorb a slight misalignment. I have.
  • the Oldham coupling 67 has a coupling plate 67a disposed between the crankshaft 8 and the flange portion 62b, and the crankshaft 8 is disposed in a connection hole 67d of the coupling plate 67a.
  • the pin 67 b planted on the end face and the pin 67 c planted on the flange 62 b are inserted.
  • the connecting pipe 64 is for communicating the right end opening of the crankshaft 8 with the left end opening of the rotating shaft 62, and is connected to the inner periphery of the crankshaft opening and the inner periphery of the rotating shaft opening. Is sealed by an oil seal 64a.
  • the crank chamber 2c is defined as the other transmission chamber 2d, the framag chamber 9a, the clutch chamber 10a, and the like.
  • An oil return mechanism is configured to change the pressure in the chamber to positive or negative and return the lubricating oil in each of the chambers to the lubricating oil tank 51 by the pressure fluctuation. More specifically, a discharge port 2 g and a suction port 1 h are formed in the crank chamber 2 c.
  • the discharge port 1 g is provided with a discharge port reed valve 69 that opens when the crank chamber pressure is positive, and the suction port 2 h is a suction port reed valve 70 that opens when the crank chamber pressure is negative.
  • the discharge port 2g communicates with the clutch chamber 10a from the crank chamber 2c through the communication hole 2i, and communicates with the transmission chamber 2d from the clutch chamber 10a through the communication hole 2j. Further, the mission chamber 2d communicates with the framag chamber 9a via the communication hole 2k.
  • the return port 2 m formed to communicate with the flamag chamber 9 a communicates with the lubricating oil tank 51 via a return hose 57 c, an oil strainer 57 d and a return hose 57 e. ing.
  • a guide is located at 2 m above the return port. Rate 2 n is provided.
  • the guide plate 2n has a function of surely discharging the lubricating oil by keeping the return port m with the gap a between the bottom wall 2p and the width b wide.
  • the lubricating oil tank 51 is connected to an oil separating mechanism for separating oil mist contained in the air in the tank by centrifugal force and returning the oil mist to the crank chamber 2c.
  • This oil separation mechanism is connected tangentially to the upper end of the conical separation chamber 71 and the other end of an introduction hose 72 a connected to the upper end of the lubricating oil tank 51. It has a structure in which a return hose ⁇ 2b connected to the bottom of 1 is connected to the suction port 2h of the crank chamber 2c.
  • the air from which the oil mist has been separated is discharged to the atmosphere via an exhaust hose 72c.
  • the crank chamber 2c is formed as a substantially closed space so that the pressure fluctuates due to the elevation of the piston 6, and the lubricating oil flowing into the crank chamber 2c is used to reduce the pressure inside the crank chamber 2 Since the lubricating oil is supplied to the lubricating oil storage tank 51 due to the fluctuation, a dedicated oil pump (scavenging pump) can be dispensed with, and the structure can be simplified and the cost can be reduced.
  • a discharge port reed valve (exit check valve) 69 which opens when the pressure in the crank chamber rises and closes when the pressure drops, is arranged near the oil supply passage connection part of the crank chamber 2c. Lubricating oil can be sent to the lubricating oil storage tank 51 more reliably.
  • a discharge load valve (suction-side check valve) 70 that opens when the pressure in the crankcase 2c drops and closes when the pressure in the crankcase 2c rises is located. Inhaled, when the piston 6 descends, the internal pressure of the crank chamber 2c increases, and the lubricating oil in the crank chamber 2c can be more reliably fed.
  • crank chamber pressure will be negative. Or there is a concern that the oil pressure will be low and the oil cannot be supplied.
  • a centrifugal lubricating oil mist separator 71 for separating the lubricating oil mist is interposed in the return passages 72a and 72b, and the separated lubricating oil is returned via the return hose 72b. Return to the crack chamber 2c to discharge the air from which the mist is separated into the atmosphere, so that only the lubricating oil mist can be returned to the crank chamber, and excess air flows into the crank chamber. A reduction in oil transfer efficiency can be avoided, and the lubricating oil in the crankcase can be sent more reliably while preventing air pollution.
  • a lubricating oil pump 52 is connected to one end of the crankshaft 8, and a discharge hole of the lubricating oil pump 52 is formed in the lubricating oil pump 52. Since it is connected to the crank lubrication hole (lubrication passage in the crankshaft) 8 e formed in the crankshaft 8 via the connecting pipe 6, the lubricating oil on the lubricated portion of the crankshaft 8 has a simple and compact structure. Can be supplied.
  • crankshaft 8 and the lubricating oil pump 52 are connected by an Oldham coupling 67 capable of absorbing displacement in the direction perpendicular to the axis, and the communication hole 62 a and the crank lubrication hole 8 e are connected by a connecting pipe 64. Since the 0-ring 64a having elasticity is interposed between the connecting pipe 64 and the communication hole 62a and the crank oil hole 8e, the crankshaft 8 and the pump shaft 62 are connected to each other.
  • the lubricating oil can be supplied to the lubricated portion without any trouble even if a slight misalignment occurs between the lubricating portions, and the required lubricating property can be secured.
  • the space between the bolt holes into which the connecting bolts of the left and right boss portions are inserted and the connecting bolt is used as a lubricating oil passage, and the lubricating oil directed to the transmission gear is provided in the boss portion. Since the supply hole is branched from the above lubricating oil passage, lubricating oil can be supplied to the mating surface of the transmission gear without having to provide a dedicated lubricating oil supply passage. Small space is required, and as a result, the crankcase can be prevented from becoming large.
  • the left and right bosses are extended into a cylindrical shape and abutted against each other, and the left and right case portions are connected by connecting bolts inserted inside.
  • the joint force of the left-right split crankcase can be increased without deformation.
  • the coupling bolt and the boss are disposed at positions near the main shaft or the drive shaft, the vicinity of the shaft is coupled, and from this point, the coupling force of the left and right case parts can be increased.
  • the coupling bolt and the cylindrical boss are disposed at an intermediate upper portion between the main shaft and the drive shaft, and the lubricating oil supply holes are directed to the transmission gears of the main shaft and the drive shaft.
  • the lubricating oil can be supplied to both the gears of the main shaft and the drive shaft through one lubricating oil passage, and the connecting bolts are arranged between the gears of both shafts. Can be brought close to both shafts, and the size of the crankcase can be further reduced.
  • the lubricating oil supply port is formed on the screw side of the coupling bolt and the discharge port is formed on the head side, the lubricating oil supply port side of the lubricating oil passage where the lubricating oil pressure is high is completely formed. Since the lubricating oil pressure is low at the discharge port side where the lubricating oil is likely to leak from between the head of the coupling bolt and the seating surface, the amount of lubricating oil leakage can be suppressed.
  • the portion of the bolt hole immediately adjacent to the head of the coupling bolt is formed to have a small diameter so that the gap between the bolt and the coupling bolt is smaller than the lubricating oil passage portion. This makes it easy to secure a seating surface against which the lubricating oil comes in contact and suppresses the amount of leakage of lubricating oil.
  • the lubricating oil discharge port of the lubricating oil passage communicates with the lubricating oil passage in the drive shaft.
  • the lubricating oil supply port of the lubricating oil passage Since the side portion communicates with the lubricating oil passage in the main shaft, lubricating oil can be supplied to the drive shaft and the transmission shaft sliding surface of the main shaft without providing a dedicated lubricating oil supply passage.

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Description

明 細 書 エンジンの潤滑装置 技術分野
本発明は、 エンジンの潤滑装置に関し、 特にクランクケース内に配置された変 速装置の潤滑を簡単な構造で効果的に行うことができるようにしたものに関する
背景技術
エンジンの潤滑装置として、 従来から、 変速装置のメイン軸， ドライブ軸内に 給油通路を形成し、 該給油通路内に潤滑油ポンプにより潤滑油を供給し、 この供 給された潤滑油をメイン軸， ドライブ軸に形成された分岐孔から変速ギヤとの摺 動面に供給し、 もってこれらの摺動面を潤滑するようにしたものがある。
ところで上記変速装置の潤滑においては、 変速ギヤ同士の嚙合面の潤滑が重要 であるが、 従来は変速装置を収容するミッションケース内に溜まっている潤滑油 内に上記変速ギヤの一部が浸るようにし、 もつて上記嚙合面を潤滑する方法が一 般的に採用されている。
しかし潤滑油をミツションケース内に貯留する方法では、 変速ギヤが潤滑油を 攪拌することによる抵抗が無視できず、 また潤滑油の劣化も早くなるという問題 がある。
そこで例えば特公平 6— 2 7 4 9 4号公報に記載されているように、 潤滑油を 上記変速ギヤ同士の嚙合面に直接供給するようにしたものがある。 この従来技術 は、 上側ケース 2 と下側ケース 3とに上下に分割されたクランクケース 1の分割 合面にメイン軸 1 3 , ドライブ軸 1 4を配置するとともに、 上側ケース 2内に、 軸方向両側壁に形成された潤滑油通路 3 4と 3 5を連通するバイパス管 3 6をメ イン軸等と平行に配置し、 該バイパス管 3 6に変速ギヤ群に潤滑油を供給する噴 射口 3 8を形成した構成となっている。
しかし上記公報記載の従来技術では、 別部品からなるバイパス管 3 6を配置す る構成を採用しているので、 このバイパス管 3 6の分だけ部品点数が増加し、 ま た該バイパス管 3 6の配置スペースを確保する必要があり、 クランクケースの大 型化を招きかねない。 さらにまたパイパス管 3 6をケース外側から上側ケース 2 内に揷入する構造を採用しているので、 パイパス管 3 6と揷入孔との間のシール が必要であり、 構造が複雑化し易いといった問題もある。
本発明は、 上記従来の問題点に鑑みてなされたものであり、 構造の複雑化， 部 品点数の増大等の問題を生じることなく、 変速装置の変速ギヤ嚙合部等の潤滑を 容易確実に行なうことのできるエンジンの潤滑装置を提供することを目的として いる。 発明の開示
請求項 1の発明は、 左， 右ケース部に分割された分割型クランクケース内に、 複数の変速ギヤが装着されたメイン軸と ドライブ軸とを有する変速装置を配設し てなるエンジンの潤滑装置において、 上記左， 右ケース部の結合ボルトを上記メ イン軸又はドライブ軸の近傍にかつこれらの軸と平行に揷入配置し、 上記左， 右 ケース部の上記結合ボルトが挿入されるボルト孔を有する左， 右ボス部を筒状に 延長して対向当接させ、 該左， 右ボス部のボルト孔内面と結合ボルト外面との空 間を潤滑油通路とし、 該潤滑油通路の一端を潤滑油供給源に接続するとともに、 上記ボス部に上記変速装置の変速ギヤに指向する潤滑油供給孔を上記潤滑油通路 から分岐形成した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、 上記結合ボルト及び筒状のボス部を上 記メイン軸と ドライブ軸との中間上方に配置し、 上記潤滑油供給孔をメイン軸， ドライブ軸の変速ギヤに指向するように形成した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、 上記結合ボルトはメイン軸の一 端に装着されたクラッチ機構を収容するクラッチ室側から挿入されて対向するケ —ス部の壁面に螺揷され、 該結合ボルトの頭部はクラッチ室側に位置しているこ と特徴としている。
請求項 4の発明は、 請求項 3において、 上記結合ボルトの螺揷側に潤滑油供給 口が、 頭部側に潤滑油排出口が形成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 4において、 上記ボルト孔の上記結合ボルトの頭部 直近部分は結合ボルトとの隙間が上記潤滑油通路部分より狭くなるよう小径に形 成されていることを特徴としている。
請求項 6の発明は、 請求項 4又は 5において、 上記潤滑油通路の潤滑油排出口 を、 上記ドライブ軸内に形成されたドライブ軸内潤滑油通路に連通させ、 該ドラ ィブ軸内潤滑油通路を潤滑油供給孔により変速ギヤ摺動面に連通させたことを特 徴としている。
請求項 7の発明は、 請求項 4ないし 6の何れかにおいて、 上記潤滑油通路の潤 滑油供給口側部分を、 上記メィン軸内に形成されたメィン軸内潤滑油通路に連通 させ、 該メィン軸内潤滑油通路を潤滑油供給孔により変速ギヤ摺動面に連通させ たことを特徴としている。 図面の簡単な説明
図 1は、 本発明の一実施形態によるエンジンの右側面図である。
図 2は、 上記エンジンの断面平面展開図である。
図 3は、 上記ェンジンの動弁装置を示す左側面図である。
図 4は、 上記動弁装置の断面背面図である。
図 5は、 上記ェンジンのバランサ装置を示す断面平面展開図である。
図 6は、 上記エンジンのシリンダへッ ドの底面図である。
図 7は、 上記ェンジンのシリンダボディの底面図である。 図 8は、 上記ェンジンのシリンダボディーシリンダへッ ド結合部の断面側面図 である。
図 9は、 上記ェンジンのシリンダボディーシリ ンダへッ ド結合部の断面側面図 である。
図 1 0は、 上記ェンジンのシリンダボディ一クランクケース結合部の断面側面 図である。
図 1 1は、 上記エンジンのバランサ装置を示す左側面図である。
図 1 2は、 上記バランサ装置の保持レバー取り付け部の拡大断面図である。 図 1 3は、 上記バランサ装置の回動レバー構成部品の側面図である。
図 1 4は、 上記バランサ装置のバランサ駆動ギヤの緩衝構造を示す側面図であ る。
図 1 5は、 上記バランサ装置の右側面図である。
図 1 6は、 上記エンジンの軸受ブラケッ 卜の断面右側面図である。
図 1 7は、 上記エンジンの軸受ブラケッ トの断面左側面図である。
図 1 8は、 上記エンジンの潤滑装置の模式構成図である。
図 1 9は、 上記潤滑装置の構成図である。
図 2 0は、 上記潤滑装置の潤滑油ポンプ回りの断面側面図である。
図 2 1は、 上記潤滑装置の断面左側面図である。 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添付図面に基づいて説明する。
図 1〜図 2 1は、 本発明の一実施形態によるエンジンを説明するための図であ る。 図において、 1は水冷式 4サイクル単気筒 5バルブエンジンであり、 これは クランクケース 2上にシリンダボディ 3 , シリンダへッ ド 4及びへッ ドカバ一 5 を積層締結し、 シリンダボディ 3のシリンダボア 3 a内に摺動自在に配置された ピストン 6をコンロッ ド 7によりクランク軸 8に連結した概略構造を有する。 上記シリンダボディ 3とクランクケース 2とは、 下フランジ部 （ケース側フラ ンジ部） 3 bを貫通する 4本のケースボルト 3 0 aを上記クランクケース 2のシ リンダ側合面 2 e部分にねじ込むことにより結合されている。 より具体的には、 上記ケースボルト 3 0 aはアルミニウム合金製のグランクケース 2の左， 右壁部 内にインサート錶造により埋設された鉄合金製の軸受ブラケッ ト 1 2 , 1 2 ' ( 後述する） のボルト結合部 （結合ボス部） 1 1 cに螺揷されている。 なお、 3 1 aはクランクケース 2 とシリンダボディ 3との位置決め用ドエルピンである。 また上記シリンダボディ 3とシリンダへッ ド 4 とは 2本の短へッ ドボルト 3 0 b及び 4本の長へッ ドボルト 3 0 cにより結合されている。 上記短へッ ドボル卜 3 0 bは、 シリ ンダへッ ド 4の吸気ポ一ト 4 c下部及び排気ポート下部に螺揷に よって植設されて下方に延び、 シリンダブロック 3の上フランジ部 3 f を貫通し て下方に突出している。 そしてこの短へッ ドボルト 3 0 bの下方突出部に袋ナツ ト 3 2 aを蝶着することにより該上フランジ部 3 f ひいてはシリンダボディ 3が シリンダへッ ド 4のシリンダ側合面 4 aに締め付けられている。
また上記長へッ ドボルト 3 0 cは、 シリンダボディ 3の下フランジ部 3 bに螺 挿により植設されて上方に延び、 シリンダブ口ック 3の上フランジ部 3 f 力、らさ らにシリンダへッ ド 4のフランジ部 4 bを貫通して上方に突出している。 そして この長へッ ドボルト 3 0 cの上方突出部に袋ナツ ト 3 2 bを螺着することにより 該下フランジ部 3 bひいてはシリンダボディ 3がシリ ンダへッ ド 4のシリンダ側 合面 4 aに締め付けられている。
このようにシリンダボディ 3 とシリンダへッ ド 4とを結合するに当たって、 シ リンダボディ 3の上フランジ部 3 f を短へッ ドボルト 3 0 b及び袋ナツ ト 3 2 a でシリンダへッ ド 4に締め付け固定するだけでなく、 クランクケース 1の合面 2 eにボルト締め結合された下フランジ部 3 bに長へッ ドボル卜 3 0 cを植設し、 該長へッ ドボルト 3 0 c及び袋ナツ ト 3 2 bによりシリンダボディ 3をシリ ンダ へッ ド 4のフランジ部 4 bに締め付け固定したので、 燃焼圧力による引っ張り荷 重をシリンダボディ 3及び上記 4本の長へッ ドボルト 3 0 cで負担することとな り、 それだけシリンダボディ 3に作用する荷重を軽減できる。 その結果、 シリン ダボディ 3の特に軸方向中間部に発生する応力を小さくでき、 該シリンダボディ 3の肉厚を薄く した場合でも耐久性を確保できる。
ちなみに、 シリンダボディ 3の上フランジ部 3 f のみをシリンダへッ ド 4に結 合した場合には、 シリ ンダボディ 3の軸方向中間部に過大な引張り応力が発生し 、 極端な場合は該部分にクラックが生じる懸念があるが、 本実施形態では上記長 へッ ドボルト 3 0 cの存在により上記過大な応力のシリンダボディ中間部での発 生を回避でき、 クラックの発生を防止できる。
また上記長へッ ドボルト 3 0 cを下フランジ部 3 bに植設するにあたり、 該長 へッ ドボルト 3 0 cをクランクケース締め付け用のケースボルト 3 0 aの近傍に 配置したので、 上記燃焼圧力による荷重はシリンダへッ ド 4から上記長へッ ドボ ディ 3 0 c及びシリンダボディ 3を介してクランクケース 2に確実に伝達でき、 この点から上記荷重に対する耐性を向上できる。
ここで上記右側の軸受ブラケッ ト 1 2 ' は、 図 5， 図 1 6に示すように、 クラ ンク軸 8の右側軸受 1 l a ' が軸受穴 1 2 a内に圧入等により勘合挿入されるボ ス部 1 2 bを有する。 そしてこのボス部 1 2 bの、 クランク軸 8方向に見た時、 該クランク軸 8を挟んだ前側及び後側部分から上記ボルト結合部 1 2 c , 1 2 c が上方に、 クランクケース 2のシリンダ側合面 2 eの近傍まで延びている。
また左側の軸受ブラケッ ト 1 2では、 図 5 , 図 1 7に示すように、 クランク軸 8方向に見た時、 該クランク軸 8を挟んだ前側及び後側部分から上記ボルト結合 部 1 2 c , 1 2 cが上方に、 クランクケース 2のシリンダ側合面 2 eの近傍まで 延びている。 またボス部 1 2 bには鉄製で後述するバランサ駆動ギヤ 2 5 aより 大きい外径を有する軸受カラ一 1 2 dが圧入されるカラー穴 1 2 eが形成されて いる。 そしてこの軸受カラー 1 2 dの軸受穴 1 2 a内に左側のクランク軸軸受 1 1 aが勘合挿入されている。 ここで上記軸受カラー 1 2 dは、 クランク軸 8に上記バランサ駆動ギヤ 2 5 a を有するギヤ体 2 5が圧入装着された状態で該クランク軸 8をクランクケース 2 内に組み立てることができるようにするためのものである。
また図 5に示すように、 上記クランク軸 8の左軸部 8 cの上記ギヤ体 2 5と軸 受 1 1 aとの間の部分にはシールプレート 2 5 dが介在されている。 このシール プレート 2 5 dの内径側部分は上記ギヤ体 2 5と軸受 1 1 aのインナレースとで 挟持され、 その外径側部分と軸受 1 1 aのァウタレースとの間には両者の干渉を 回避する僮かな隙間がある。 また該シ一ルプレート 2 5 dの外周面は上記軸受カ ラ一 1 2 dのフランジ部 1 2 hの内周面の摺接している。
さらにまたクランク軸 8の右軸部 8 c ' の上記軸受 1 l a ' とカバープレート 1 7 g間部分にはシール筒 1 7 iが介在されている。 このシール筒 1 7 iの内周 面は上記右軸部 8 c ' に勘合固定されている。 またシール筒 1 7 iの外周面には ラビリンス構造のシール溝が形成され、 かつ右ケース部 2 bに形成されたシール 孔 2 pの内面に摺接している。
このようにクランク軸 8の左， 右軸部 8 c , 8 c ' の軸受 1 1 a， 1 1 a ' タト 側にシ一ルプレート 2 5 d , シール筒 1 7 i を介在させることによりクランク室 2 c内の圧力洩れが防止されている。
このように本実施形態によれば、 アルミニウム合金製クランクケース 2に鐯ぐ るまれたクランク軸支持用の鉄合金製軸受部材 1 2， 1 2 ' の、 シリンダボア軸 線 Aを挟んだ両側にシリンダボディ 3側に延びるボルト結合部 （結合ボス部） 1 2 c , 1 2 cを一体形成し、 該ボルト結合部 1 2 cにシリンダボディ 3をクラン クケース 2に結合するためのケースボルト 3 0 aを螺揷したので、 燃焼圧力によ る荷重をシリンダボア軸線 Aを挟んだ前， 後 2箇所のボルト結合部 1 2 cにより 均等に負担することができ、 シリンダボディ 3とクランクケース 2との結合剛性 を向上できる。
また、 クランク軸 8の近傍に該クランク軸 8と平行に配置されているバランサ 軸 2 2， 2 2 ' の少なく とも一端部を上記鉄合金製の軸受部材 1 2 , 1 2 ' によ り支持したので、 ノくランサ軸 2 2 , 2 2 ' の支持剛性を高めることができる。 さらにまた、 鉄製の軸受ブラケッ ト 1 2， 1 2 ' をアルミニウム合金製のクラ ンクケース 2内に埋設するに当たり、 ボルト結合部 1 1 cの上端面 1 2 f をクラ ンクケース 2のシリンダ側合面 2 eに露出させることなく内方に位置させたので 、 クランクケース 2とシリンダブロック 3との接合面に硬度， 材質の異なる金属 部材が混在することがなく、 シール性の低下を回避できる。 即ち、 鉄製のボルト 結合部 1 1 cの上端面 1 2 f をアルミニウム合金製のシリンダボディ 3の下フラ ンジ 3 bに形成されたケース側合面 3 cに当接させると熱膨張係数差等が起因し てシール性が低下する。
また左側の軸受ブラケッ ト 1 2においては、 バランサ駆動ギヤ 2 5 aより外径 の大きい軸受カラー 1 2を軸受 1 1 aの外周に装着したので、 上記バランサ駆動 ギヤ 2 5 aをクランク軸 8に圧入等 （一体形成でも勿論構わない） により装着固 定した状態で該クランク軸 8をクランクケース 2内に組み付ける際に、 該バラン サ駆動ギヤ 2 5 aが軸受ブラケッ ト 1 1のボス部 1 2 bの最小内径部に干渉する ことがなく、 支障無く組み付けできる。
上記クランクケース 1は左， 右ケース部 2 a , 2 bからなる左， 右 2分割式の ものである。 左ケース部 2 aには左ケースカバー 9が着脱可能に装着されており 、 該左ケース部 2 aと左ケースカバ一 9で囲まれた空間はフラマグ室 9 aとなつ ている。 このフラマグ室 9 a内に、 クランク軸 8の左端部に装着されたフラマグ 式発電機 3 5が収容されている。 なお、 上記フラマグ室 9 aは、 後述するチェン 室 3 d , 4 dを介してカム軸配置室に連通しており、 カム軸を潤滑した潤滑油の 大部分はチヱン室 4 d , 3 dを介してフラマグ室 9 a内に落下する。
また上記右ケース部 2 bには右ケースカバ一 1 0が着脱可能に装着されており 、 該右ケース部 2 bと右ケースカバ一 1 0とで囲まれた空間はクラッチ室 1 0 a となっている。 上記クランクケース 2の前部にはクランク室 2 cが、 後部にはミッション室 2 dがそれぞれ形成されている。 上記クランク室 2 cは上記シリンダボア 3 aに向 かって開放され、 かつミツション室 2 d等他の室とは実質的に画成されている。 そのため上記ビストン 6の上昇下降によりミツション室 2 d内の圧力が変動し、 ポンプとして機能するようになっている。
上記クランク軸 8は上記クランク室 2 c内に左， 右のアーム部 8 a , 8 a及び 左， 右のゥヱイ ト部 8 b， 8 bを収容するように配置されている。 このクランク 軸 8は、 上記左のアーム部 8 a， ゥヱイ ト部 8 b及び軸部 8 cを一体化した左ク ランク軸部分と右のアーム部 8 a， ゥヱイ ト部 8 b及び軸部 8 c ' を一体形成し た右クランク軸部分とを筒状のクランクピン 8 dを介して一体的に結合した組立 式のものである。
上記左， 右の軸部 8 c， 8 c ' は左， 右ケース部 2 a , 2 bによりクランク軸 受 1 1 a， 1 1 a ' を介して回転自在に支持されている。 この軸受 1 1 a， 1 1 a ' は、 上述の通り、 アルミニウム合金製の左， 右ケース部 2 a， 2 bにインサ —ト錡造された鉄合金製の軸受ブラケッ ト 1 2 , 1 2 ' の軸受穴 1 2 a内に圧入 されている。
上記ミッション室 2 d内には変速機構 1 3が収納配設されている。 この変速機 構 1 3は、 クランク軸 8と平行に配置されたメイン軸 1 4 と ドライブ軸 1 5とを 備え、 メイン軸 1 4に装着された 1速〜 5速ギヤ 1 p〜 5 pと、 ドライブ軸 1 5 に装着された 1速〜 5速ギヤ 1 w〜 5 wとを常時嚙合させた常時嚙み合い式の構 造のものである。
上記メイン軸 1 4は、 上記左， 右ケース部 2 a , 2 bによりメイン軸軸受 1 1 b , 1 1 bを介して軸支され、 上記ドライブ軸 1 5は、 上記左， 右ケース部 2 a ， 2 bにより ドライブ軸軸受 1 1 c， 1 1 cを介して軸支されている。
上記メイン軸 1 4の右端部は上記右ケース部 2 bを貫通して右側に突出してお り、 該突出部に上述のクラッチ機構 1 6が装着され、 該クラッチ機構 1 6は上記 クラッチ室 1 0 a内に位置している。 そしてこのクラッチ機構 1 6の減速大ギヤ (入力ギヤ） 1 6 aは上記クランク軸 8の右端部に固定装着された減速小ギヤ 1 7に嚙合している。
上記ドライブ軸 1 5の左端部は左ケース部 2 aから外方に突出しており、 該突 出部にドライブスプロケッ ト 1 8が装着されている。 このドライフスプロケッ ト 1 8は後輪のドリブンスプロケッ トにドライブチェンにより連結されている。 本実施形態のバランサ装置 1 9は、 上記クランク軸 8を挟むように配置された 、 実質的に同一構造の前， 後バランサ 2 0 , 2 0 ' からなる。 この前， 後バラン サ 2 0， 2 0 ' は、 非回転式のバランサ軸 2 2， 2 2 ' とこれにより軸受 2 3， 2 3を介して回転自在に支持されたゥヱイ ト 2 4 , 2 4 とからなる。
ここで上記バランサ軸 2 2， 2 2 ' は、 上記左， 右ケース部 2 a， 2 b同士を クランク軸方向に締め付け結合するためのケースボルト （結合ボルト） に兼用さ れている。 該各バランサ軸 2 2 , 1 1 ' は上記軸支されたゥヱイ ト 2 4のェンジ ン幅方向内側に形成されたフランジ部 2 2 aを左， 右ケース部 2 a， 2 b内にィ ンサ一卜された上述の軸受ブラケッ ト 1 2 ' ， 1 2のボス部 1 2 gに当接させ、 反対側端部に固定ナツ ト 2 1 b , 2 1 aを螺装することにより左， 右ケース部 2 a , 2 bを結合している。
上記ゥヱイイ ト 2 4は略半円状のゥヱイ ト本体 2 4 aとこれに一体形成された 円形のギヤ支持部 2 4 bとからなり、 該ギヤ支持部 2 4 bにはリング状のバラン サ従動ギヤ 1 4 cが装着固定されている。 なお、 1 4 bはウェイ ト本体 2 4 aと 反対側の重量をできるだけ小さくする肉抜き穴である。
上記後側のバランサ 2 0 ' に装着されたバランサ従動ギヤ 2 4 cは上記クラン ク軸 8の左の軸部 8 cに圧入により固着されたギヤ体 2 5に相対回転可能に装着 されたバランサ駆動ギヤ 2 5 aに嚙合している。
なお、 2 5 bは上記ギヤ体 2 5に一体形成されたタイミ ングチヱン駆動用のス プロケッ トであり、 図 1 1 に示すようにバルブタイミングを合わせるための合せ ワーク 1 5 cを有する。 上記ギヤ体 2 5はクランク軸 8が圧縮上死点位置にある ときに上記合せマーク 1 5 cがクランク軸方向に見てシリンダボア軸線 Aに一致 するようにクランク軸 8に圧入される。
また前側のバランサ 2 0に装着されたバランサ従動ギヤ 2 4 cは上記クランク 軸 8の右の軸部 8 c ' に装着固定された減速小ギヤ 1 7に相対回転可能に支持さ れたバランサ駆動ギヤ 1 7 aに嚙合している。
ここで上記後側用のバランサ駆動ギヤ 2 5 aはギヤ体 2 5に対して相対回転可 能に支持されており、 また前側用のバランサ駆動ギヤ 1 7 aは減速小ギヤ 1 7に 対して相対回転可能に支持されている。 そして上記バランサ駆動ギヤ 2 5 a , 1 7 aとギヤ体 2 5， 減速小ギヤ 1 7との間には U字形状の板ばねからなる緩衝ば ね 3 3が介在されており、 これによりエンジンのトルク変動等による衝撃がバラ ンサ 2 0， 2 0 ' に伝達されるのを抑制するようになっている。
ここでは上記前側駆動用のバランサ駆動ギヤ 1 7 aについて、 図 1 4に沿って さらに詳述するが、 後側駆動用のバランサ駆動ギヤ 2 5 aについても同様である 。 上記バランサ駆動ギヤ 1 7 aはリング状をなしており、 減速小ギヤ 1 7の側面 にこれよりも小径に形成されたスライ ド面 1 7 bにより相対回転可能に支持され ている。 そしてこのスライ ド面 1 7 bには多数の U字状のばね保持溝 1 7 cがク ランク軸芯を中心とする放射状をなすように凹設されており、 該ばね保持溝 1 7 c内に上記 U字状をなす緩衝ばね 3 3が揷入配置されている。 この緩衝ばね 3 3 の開口側端部 3 3 a , 3 3 aは上記バランサ駆動ギヤ 1 7 aの内周面に凹設され た係止凹部 1 7 dの前， 後段部に係止している。
上記減速小ギヤ 1 7とバランサ駆動ギヤ 1 7 aとの間にトルク変動等により相 対回転が生じると緩衝ばね 3 3が上記端部 3 3 a , 3 3 aの間隔が狭くなる方向 に弾性変形してトルク変動を吸収する。 なお、 1 7 gは上記緩衝ばね 3 3を保持 溝 1 7 c内に保持するためのカバ一プレート、 1 7 hは減速小ギヤ 1 7とクラン ク軸 8を結合するキーであり、 また 1 7 e , 1 7 f は減速小ギヤ 1 7とバランサ 駆動ギヤ 1 7 aの組立時の合せマークである。
上記バランサ 2 0， 2 0 ' には、 ノ《ランサ従動ギヤ 2 4 c， 2 4 cと、 ノくラン サ駆動ギヤ 2 5 a , 1 7 aとの間のバックラッシュを調整するための機構が設け られている。 この調整機構は、 上記バランサ軸 2 2 , 2 2 ' のバランサ軸線と上 記バランサ従動ギヤ 2 4 cの回転中心線とを極僅か偏心させた構成となっている 。 即ち、 上記バランサ軸 2 2 , 2 2 ' をバランサ軸線回りに回動させると、 上記 偏心により上記バランサ従動ギヤ 2 4 cの回転中心線と上記バランラ駆動ギヤ 2 5 a , 1 7 aの回転中心線との間隔が僅かに変化し、 もってバックラッシュが変 化するようになっている。
ここで、 上記バランサ軸 2 2 , 2 2 ' をバランサ軸線回りに回転させるための 機構は前側バランサ 2 0と後側バランサ 2 0 ' とでは異なる。 まず、 後側バラン サ 2 0 ' では、 後側のバランサ軸 2 2 ' の左端部に六角形状の係止突部 2 2 が 形成され、 該係止突部 2 2 bに回動レバー 2 6の一端に形成されたスプライン状 (多角形星形状） の係止穴 2 6 aが係止している。 またこの回動レバー 2 6の他 端部には上記バランサ軸線を中心とする円弧状のボルト穴 2 6 bが形成されてい る。
上記ボルト穴 2 6 bに挿入された固定ボルト 1 7はガイ ドプレート 2 8に植設 されている。 このガイ ドプレート 2 8は概ね円弧状をなしており、 クランクケ一 ス 2にボルト締め固定されている。 なお、 このガイ ドプレート 2 8は、 潤滑油の 流れを調整する機能をも有する。
後側のバランサ 2 0 ' のバックラッシュ調整は、 上記固定ナツ ト 2 1 aを緩め た状態で上記回動レバー 2 6を上記バックラッシュが適正な状態となるように回 動した後、 上記固定ボルト 2 7 a , ナッ ト 2 7 bにより回動レバ一 2 6を固定す ることにより行われ、 その後上記固定ナツ 卜 2 1 aが締め付けられる。
上記前側のバランサ軸 2 2の左端部には断面円形の両側に平坦部 2 2 eを形成 してなる断面小判状の把持部 2 2 f が形成されている （図 1 2参照） 。 該把持部 2 2 f にはこれの外周形状に合致する内周形状を有するカラ一 2 9 aが装着され 、 さらに該カラー 2 9 aの外側に保持レバー 2 9の保持部 2 9 bが軸方向移動可 能かつ相対回転不能に装着されている。 この保持レバー 2 9の先端部 2 9 eは左 ケース部 2 aのボス部 2 f にボルト 2 9 f で固定されている。 また、 上記保持レ バ一 2 9の保持部 2 9 bには締め付け用スリッ ト 2 9 cが形成されており、 固定 ボルト 2 9 dを締め込むことにより上記カラ一 2 9 aひいてはバランサ軸 2 2の 回転を阻止するようになっている。 さらにまた上記バランサ軸 2 2のカラ一 2 9 aより軸方向外側にヮッシャを介して上記固定ナツ ト 2 1 bが螺着されている。 前側のバランサ 2 0のバックラッシュの調整は、 上記固定ナツ ト 2 1 bを緩め て、 好ましくは取り外して上記バランサ軸 2 2の把持部 2 2 f を工具で把持して バックラッシュが適正な状態となるように回動させた後、 上記固定ボルト 2 9 d を締め込むことにより行われ、 その後上記固定ナツ ト 2 1 bが締め付けられる。 また上記バランサ軸 2 2 , 2 2 ' の係止突部 2 2 bの上部には潤滑油導入部 2 cが円弧状に切欠き形成されている。 該導入部 2 2 cには、 ガイ ド孔 2 2 dが 開口し、 該ガイ ド孔 2 2 dは該バランサ軸 2 2内に延びて外周面下部に貫通し、 これにより上記潤滑油導入部 2 2 cを上記バランサ軸受 2 3の内周面に連通させ ている。 このようにして上記潤滑油導入部 2 2 cに落下した潤滑油がバランサ軸 受 2 3に供給される。
ここで上記ウェイ ト 2 4及びバランサ従動ギヤ 2 4 cは、 前バランサ 2 0にお いてはクランク軸方向右側端部に配置されているのに対し、 後バランサ 2 0 ' に おいては左側端部に配置されている。 また上記バランサ従動ギヤ 2 4 cはウェイ ト 2 4に対して、 前， 後バランサ 2 0 , 2 0 ' とも右側に位置しており、 従って ウェイ ト 2 4 とバランサ従動ギヤ 1 4 cは前， 後とも同一形状に設定されている このよう本実施形態によれば、 前バランサ軸 （第 1バランサ軸） 2 2のクラン ク軸方向右側 （一側） にバランサ 2 4のウェイ ト本体 2 4 a及びバランサ従動ギ ャ 2 4 cを配設し、 後バランサ軸 （第 2バランサ軸） 2 2 ' のクランク軸方向左 側 （他側） にウェイ ト本体 2 4 a及びバランサ従動ギヤ 2 4 cを配設したので、 2軸式バランサ装置を設ける場合のクランク軸方向における重量バランスの低下 を回避できる。
また、 上記前， 後バランサ軸 2 2 , 2 2 ' を左， 右ケース部 2 a , 2 bを結合 するケースボルトに兼用したので、 2軸式バランサ装置を採用する場合に構造の 複雑化， 部品点数の増加を抑制しながらクランクケースの結合剛性を高めること ができる。
また上記各バランサゥヱイ ト本体 2 4 aとバランサギヤ 1 4 cとを一体ィ匕し、 かつバランサ軸 2 2 , 1 ' により回転自在に支持したので、 バランサウェイ ト 本体 2 4 a及びバランサ駆動ギヤ 2 4 cからなるウェイ ト 2 4のみを回転駆動す れば良く、 バランサ軸自体を回転駆動する必要がない分、 エンジン出力の有効利 用を図ることができる。
またバランサウェイ トとバランサ軸とが一体化されているものに比較して組立 上の自由度を向上できる。
また、 上記バランサ従動ギヤ 2 4 cの回転中心線をバランサ軸 2 2， 2 2 ' の 軸線に対して偏位させたので、 簡単な構造により、 またバランサ軸を回転させる という簡単な操作によって上記バランサ従動ギヤ 2 4 cとクランク軸 8側のバラ ンサ駆動ギヤ 2 5 a , 1 7 aとのバックラッシュを調整することが可能であり、 騒音の発生を防止できる。
上記バックラッシュ調整は、 前のバランサ軸 2 2では、 該バランサ軸 2 2の車 幅方向左側に形成された把持部 2 2 f を工具で把持して該バランサ軸 2 2を回動 させ、 また後のバランサ軸 2 2 ' ではこれの左側に設けられた回動レバ一 2 6を 回動させることにより行われる。 このように前， 後のバランサ軸 2 2 , 2 2 ' の 何れ ェンジン左側から クラッシュの調整を行うことが可能であ ク ラッシュ調整作業を能率よく行なうことができる。
また、 バランサ従動ギヤ 2 4 cと嚙合するクランク軸 8側のバランサ駆動ギヤ 1 7 aを、 クランク軸 8に固定される減速小ギヤ 1 7のスライ ド面 1 7 bに相対 回転可能に配設した構造とし、 該スライ ド面 1 7 dに凹設したばね保持溝 1 7 c に U字状の緩衝ばね 3 3を配設したので、 コンパク 卜な構造によりエンジンのト ルク変動等による衝撃を吸収してバランサ装置を円滑に作動させることができる 。 なお、 バランサ駆動ギヤ 2 5 a側についても同様である。
さらにまた上記前側のバランサ軸 2 2の右端部にはこれと同軸をなすように冷 却水ポンプ 4 8が配設されている。 この冷却水ポンプ 3 8の回転軸は、 後述する 潤滑油ポンプ 5 2の場合と同様の構造を有するオルダム継ぎ手等によりバランサ 軸 2 2に、 これとの間の若干の芯ずれを吸収可能に接続されている。
本実施形態の動弁装置は、 上記クランク軸 8により上記へッ ドカバ一 5内に配 置された吸気カム軸 3 6， 及び排気カム軸 3 7を回転駆動するようになっている 。 具体的には、 上記クランク軸 8の左の軸部 8 cに圧入装着されたギヤ体 2 5の クランクスプロケッ ト 2 5 bと、 上記シリンダへッ ド 4に植設された支持軸 3 9 によつて軸支された中間スプロケッ ト 3 8 aとがタイミングチヱン 4 0で連結さ れ、 該中間スプロケッ 卜 3 8 aに一体形成された、 該中間スプロケッ ト 3 8 aよ り小径の中間ギヤ 3 8 bが上記吸気， 排気カム軸 3 6， 3 7の端部に固着された 吸気， 排気ギヤ 4 1 ， 4 2に嚙合している。 なお、 上記タイミングチェン 4 0は シリンダブ口ック 3， シリンダへッ ド 4の左壁に形成されたチェン室 3 d , 4 d 内を通るように配置されている。
上記中間スプロケッ ト 3 8 a及び中間ギヤ 3 8 bは、 シリンダへッ ド 4のチヱ ン室 4 dをシリンダボア軸線 A上にてクランク軸方向に貫通する上記支持軸 3 9 により 2組の二一ドル軸受 4 4を介し T軸支されている。 上記支持軸 3 9はその フランジ部 3 9 aが 2本のボルト 3 9 bによりシリンダへッ ド 4に固定されてい る。 なお、 3 9 c， 3 9 dはシール用ガスケッ トである。
ここで上記 2組の二一ドル軸受 4 4 , 4 4には市販品 （規格品） が採用されて おり、 該各軸受 4 1 , 4 1間には間隔調整用のカラー 4 4 aが配設され、 両端に はスラスト荷重を受けるためのスラストヮッシャ 4 4 b , 4 4 bが配設されてい る。 このスラストヮッシャ 4 4 bは中間スプロケッ 卜の端面に摺接する大径部と 上記二一ドル軸受 4 4に向けて軸方向に突出する段部とを有する段付き形状のも のである。
このように 2組の軸受 4 4 , 4 4の間に間隔調整用のカラー 4 4 aを介在させ たので、 カラー 4 4 aの長さ調整により二一ドル軸受として市販の規格品を採用 することができ、 コストを低減できる。
またスラス卜ヮッシャ 4 4 bとして段付き形状のものを採用したので、 上記中 間スプロケッ ト 3 8 aの組立作業性を向上できる。 即ち、 中間スプロケッ ト 3 8 aの組立に当たっては、 該中間スプロケッ ト 3 8 a及び中間ギヤ 3 8 bを両端に スラストヮッシャを落下しないよう位置させてチェン室 4 d内に配置した状態で 支持軸 3 9を外側から挿入することとなるが、 上記スラストヮッシャ 4 4 bの段 部を中間スプロケッ ト 3 8 aの軸穴に係止させておくことにより該スラストヮッ シャ 4 4 bの落下を防止でき、 従ってそれだけ組立性を改善できる。
また上記支持軸 3 9にはシリンダへッ ド 4に形成されたオイル導入孔 4 eによ りカム室内から導入された潤滑油をニードル軸受 4 4に供給するオイル孔 3 9 e が形成されている。
また上記中間スプロケッ ト 3 8 aには 4つの肉抜き穴 3 8 c と 2つの肉抜き兼 用組立時覼き穴 3 8 c ' が 6 0度間隔毎に形成されている。 そして上記中間ギヤ 3 8 bの靦き穴 3 8 c ' の略中心に位置する歯に合せマーク 3 8 dが刻印されて おり、 吸気， 排気カムギヤ 4 1 , 4 2の、 上記合せマーク 3 8 dに対応する 2つ の歯にも合せマーク 4 1 a , 4 2 aが刻印されている。 ここで左， 右の合せマ一 ク 3 8 d , 3 8 dと合せマーク 4 1 a， 4 2 aを合致させると、 吸気， 排気カム 軸 4 し 4 2は圧縮上死点に位置するようになっている。
さらにまた、 上記中間スプロケッ ト 3 8 aの、 上記合せマーク 3 8 dと 4 1 a ， 4 2 aが合致した時点でシリンダへッ ド 4のカバー側合面 4 f 上に位置する部 分に合せマーク 3 8 e , 3 8 eが形成されている。
バルブタイミングを合わせるには、 まず上述の合せマーク 2 5 c (図 1 1参照 ) をシリンダボア軸線 Aに一致させることによりクランク軸 8を圧縮上死点位置 に保持する。 また支持軸 3 9を介してシリンダへッ ド 4に取り付けられている上 記中間スプロケッ ト 3 8 a及び中間ギヤ 3 8 bを、 該中間スプロケッ ト 3 8 aの 合せマーク 3 8 eがカバ一側合面 4 f に一致するように位置決めし、 この状態で カムスプロケッ ト 2 5 bと中間スプロケッ ト 3 8 aとをタイミングチェン 4 0で 連結する。 そして上記吸気， 排気カム軸 3 6 , 3 7の上記吸気， 排気カムギヤ 4 1， 4 2を、 これらの合せマーク 4 1 a , 4 2 aが中間ギヤ 3 8 bの合せマーク 3 8 dと一致するよう覼き穴 3 8 c ' から確認しながら該中間ギヤ 3 8 bに嚙合 させ、 上記吸気， 排気カム軸 3 6， 3 7をシリンダへッ ド 4の上面にカムキヤリ ァを介して固定する。
このように、 大径の中間スプロケッ ト 3 8 aに軽量化用肉抜き兼用の靦き穴 3 8 c ' を設け、 該視き穴 3 8 c ' から背面側の小径の中間ギヤ 3 8 bの合せマ一 ク 3 8 dとカムギヤ 4 し 4 2の合せマーク 4 1 a , 4 2 aとの一致状態を確認 できるようにしたので、 小径の中間ギヤ 3 8 bを大径の中間スプロケッ 卜 3 8 a の背面に配設しながら、 中間ギヤ 3 8 bとカムギヤ 4 1 . 2 との嚙合位置を容 易確実に目視により確認でき、 バルブタイミングを支障なく合わせることができ る。
また中間ギヤ 3 8 bを中間スプロケッ ト 3 8 aの背面側に配置できるので、 中間ギヤ 3 8 bと嚙合するカムギヤ 4 1 , 4 2からカムノ一ズ 3 6 aまでの寸法 を短くでき、 それだけカム軸の捩れ角を小さくでき、 バルブの開閉タイミングの 制御精度を向上できる。 また、 カム軸回りをコンパク ト化できる。 即ち、 例えば中間ギヤ 3 8 bを中間スプロケッ ト 3 8 aの前面に配置した場合 には、 バルブタイミング合せを容易に行うことができるが、 上述のカムギヤ 4 1 ， 4 2からカムノーズまでの寸法が長くなり、 それだけカム軸の捩れ角が大きく なってバルブ開閉タイミングの制御精度が低下する。
また中間ギヤ 3 8 bを中間スプロケッ ト 3 8 aの前面に配置した場合には、 中 間スプロケッ ト 3 8 aとカム軸 3 6， 3 7との干渉を回避するために中間スプロ ケッ ト支持軸 3 9 とカム軸 3 6 , 3 7との間隔を拡げる必要があり、 それだけ力 ム軸回りが大型化する懸念がある。
ここで上記中間ギヤ 3 8 bとカムギヤ 4 1 , 4 2との間にはバックラッシュ調 整機構が設けられている。 この調整機構は、 吸気カムギヤ 4 1及び排気カムギヤ 4 2を、 それぞれドライブギヤ （動力電動ギヤ） 4 6とシフトギヤ （ （調整ギヤ ) 4 5との 2枚のギヤで構成し、 かつドライブギヤ 4 6 , シフトギヤ 4 5の角度 位置を調整可能とした構造のものである。
即ち、 カム軸 3 6， 3 7の端部に形成されたフランジ部 3 6 b， 3 7 bにシフ トギヤ 4 5 , 及びドライブギヤ 4 6が 4つの周方向に長い長孔 4 5 a , 4 6 a及 び 4本の長ボルト 6 8 aで角度位置を調整可能に固定されるとともに、 外側に配 置されているドライブギヤ 4 6に逃げ部 4 6 bが切欠き形成され、 該逃げ部 4 6 bを利用してシフトギヤ 4 5のみが 2つの長孔 4 5 b及び 2本の短ボルト 6 8 b により角度位置を調整可能に固定されている。
バックラッシュの調整は以下の手順で行われる。 なお本実施形態エンジンでは 、 中間ギヤ 3 8 bは図 3に示すようにェンジンの左側から見た状態で反時計回り に回転する。 従って吸気カムギヤ 4 1 , 排気カムギヤ 4 2は何れも時計回りに回 転する。 またここではバックラッシュ調整を吸気カムギヤ 4 1 について説明する が、 排気カムギヤ 4 2についても同様である。
まず、 吸気側カムギヤ 4 1の固定ボルト 6 8 a , 6 8 bを全て緩め、 シトフギ ャ 4 5を時計回りに回動させて該シトフギヤ 4 5の時計方向前側の歯面を中間ギ ャ 3 8 bの反時計方向後側の歯面に軽く当接させ、 この状態で 2本の短ボルト 6 8 bによりシフトギヤ 4 5をカム軸 3 6のフランジ部 3 6 bに固定する。 そして ドライブギヤ 4 6を反時計方向に回動させてこれの反時計方向前側の歯面 （被駆 動面） を中間ギヤ 3 8の反時計方向前側の歯面 （駆動面） に所要のバックラッシ ュが得られるように当接させ、 この状態で 4本の長ボルト 6 8 aを締め込むこと により ドライブギヤ 4 6及びシフ卜ギヤ 4 5を吸気カム軸 3 6に固定する。 このように、 吸気， 排気カムギヤ 4 し 4 2をドライブギヤ （動力伝達ギヤ） 4 6と該ギヤに対して相対回転可能のシフトギヤ （調整ギヤ） 4 5とで構成した ので、 シフトギヤ 4 5をドライブギヤ 4 6に対して回転方向前進側又は後進側に 相対回転させることによりバックラッシュを調整することができる。
なお、 本実施形態では、 カムギヤ 4 し 4 2を構成するドライブギヤ 4 6とシ フトギヤ 4 5の両方ともがカム軸に対して相対 転可能の場合を説明したが、 該 ドライブギヤ 4 6， シフトギヤ 4 5の何れか一方のギヤを相対回転可能とし、 他 方のギヤは力ム軸に一体化したものであつても良い。 この場合カム軸に一体化さ れている方を動力伝達用ギヤとすることが望ましい。 このような構成の場合でも 、 上記実施形態におけるのと同様の作用効果が得られる。
また本実施形態ではチェン駆動方式のものに本発明を適用した場合を説明した が、 歯付きベルトによる駆動方式にも勿論本発明を適用できる。
次に潤滑構造について説明する。
本実施形態エンジンの潤滑装置 5 0は、 別体の潤滑油タンク 5 1内に貯留され た潤滑油を車体フレーム 5 6のダウンチューブ 5 6 cを介して潤滑油ポンプ 5 2 で吸引加圧し、 該ポンプ 5 2からの吐出油をカム潤滑系 5 3と、 ミッション潤滑 系 5 4 と、 クランク潤滑系 5 5の 3系統に分離して各被潤滑部に供給し、 これら の各被潤滑部を潤滑した潤滑油を上記ビストン 6の昇降に伴うクランク室 2 c内 の圧力変動を利用して上記潤滑油タンク 5 1 に戻すように構成されている。 上記潤滑油タンク 5 1は、 車体フレーム 5 6のへッ ドパイプ 5 6 a , メインチ ュ一ブ 5 6 b， ダウンチューブ 5 6 c , 及び補強ブラケッ ト 5 6 dで囲まれた空 間に一体形成されている。 この潤滑油タンク 5 1は上記ダウンチューブ 5 6 cか ら該ダウンチューブ 5 6 cの下部同士を接続するクロスパイプ 5 6 eに連通して いる。
そして上記クロスパイプ 5 6 eはこれに接続された出口管 5 6 f ， オイルホー ス 5 7 a , 継ぎ手パイプ 5 7 b , クランクケースカバーに形成されたオイル吸込 み通路 5 8 aを介して上記潤滑油ポンプ 5 2の吸込み口に接続されている。 この 潤滑油ポンプ 5 2の吐出口はオイル吐出通路 5 8 b , 外部接続室 5 8 c， オイル 通路 5 8 dを介してオイルフィルタ 5 9に接続され、 該オイルフィルタ 5 9の二 次側で上述の 3つの潤滑系 5 3， 5 4， 5 5に分離される。
上記オイルフィルタ 5 9は、 上記右ケースカバ一 1 0に凹設されたフィルタ凹 部 1 O bにフィルタカバ一 4 7を着脱自在に装着して構成されたフィルタ室 5 9 d内にオイルエレメント 5 9 eを配設してなるものである。
上記カム潤滑系 5 3は、 上記フィルタカバ一 4 7から上記フィルタ凹部 1 O b の外側に形成されたオイル通路のカム側出口 5 9 aに T字状の潤滑油パイプの縦 辺部 5 3 aの下端を接続し、 該潤滑油パイプの横辺部 5 3 bの左， 右端をカム軸 給油通路 5 3 cに接続し、 該通路 5 3 cを介して潤滑油をカム軸 3 6 , 3 7の軸 受部等の被潤滑部に供給するようにした概略構成を有する。
上記ミッション潤滑系 5 4は以下の構成を有する。 上記オイルフィルタ 5 9の ミツション側出口 5 9 bに、 右ケース部 2 b内に形成された右ミッション給油通 路 5 4 aが接続され、 該給油通路 5 4 aは左ケース部 2 a内に形成された左ミツ ション給油通路 5 4 bを介してメイン軸 1 4の軸芯に形成されたメィン軸孔 （メ イン軸内潤滑油通路） 1 4 a内に連通している。 そしてこのメイン軸孔 1 4 aは 複数の分岐孔 （潤滑油供給孔） 1 4 bによりメイン軸 1 4 と変速ギヤとの摺動面 に連通しており、 該メイン軸孔 1 4 aに供給された潤滑油が分岐孔 1 4 bを通つ て上記摺動面に供給される。 また上記左ミッション給油通路 5 4 bの途中部分は左， 右ケース部 2 a , 2 b を結合するためのケースボルト 6 0を揷通するボルト孔 6 0 aに連通している。 このボルト孔 6 0 aは、 上記左， 右ケース部 2 a , 2 bにこれらの合面で対向当 接するよう左右側壁から内方に延長形成された筒状のボス部 6 0 c , 6 0 cに上 記ケースボルト 6 0の外径より若干大きい内径の孔を形成してなるものであり、 このボルト孔 6 0 aの内周面と上記ケースボルト 6 0の外周面との隙間が潤滑油 通路となっている。
上記ボス部 6 0 cはメイン軸 1 4 と ドライブ軸 1 5の中間上方で、 かつ各軸の ギヤ列の嚙合部近傍に位置している。 また上記ボス部 6 0 cには、 ポルト孔 6 0 a内の潤滑油を上記嚙合部あるいは各ギヤの歯面に向けて噴出させる適宜個数の 分岐孔 （潤滑油供給孔） 6 O bが形成されている。
ここで図 1 9におけるケースボル卜 6 0は、 左ケース部分 （同図上側部分） と 右ケース部分 （同図下側部分） とに展開された状態で記載されているがこれらは 同一ボルトである。 このケースボルト 6 0は、 上記クラッチ室 1 0 a側から揷入 されてその先端のねじ部 6 0 dは上記左ケース部 2 aの壁部に外方に露出しない ように螺挿されている。 また上記ケースボルト 6 0の基端の頭部 6 0 eは上記ク ラッチ室 1 0 a内に位置し、 上記右ケース部 2 bの上記クラッチ室 1 0 aの隔壁 を構成する側壁に形成された座面 2 b ' に当接している。
さらにまた上記ボルト孔 6 0 aの頭部 6 0 e直近部分 6 0 a ' の内径は、 ケー スボルト 6 0 との隙間が小さくなるように、 他の潤滑油通路部分より小径に設定 されている。 また上記ボルト孔 6 0 aの右端部は、 上記右ケース部 2 bの側壁に 形成された連通孔 5 4 cを介して上記ドライブ軸 1 5の軸芯に形成されたドライ ブ軸孔 （ドライブ軸内潤滑油通路） 1 5 aに連通している。 そしてこのドライブ 軸孔 1 5 aは、 その左側部分が仕切壁 1 5 cで閉塞され、 また複数の分岐孔 （潤 滑油供給孔） 1 5 bにより ドライブ軸 1 5と ドライブギヤとの摺動部に連通して いる。 このようにして、 該ドライブ軸孔 1 5 aに供給された潤滑油が分岐孔 1 5 bを通つて上記各ギヤの摺動部に供給される。
上述のように、 変速装置を構成する上記メイン軸 1 4 , ドライブ軸 1 5の近傍 に筒状のボス部 6 0 cを形成するとともに、 これのボルト孔 6 0 a内にクランク ケース結合用のケースボルト 6 0を揷入し、 該ボルト孔 6 0 a内面とケースボル ト 6 0外面との空間を潤滑油通路とし、 上記ボス部 6 0 c変速ギヤに指向する分 岐孔 （潤滑油供給孔） 6 0 bを形成したので、 専用の潤滑油供給通路を設けるこ となく変速ギヤの嚙合面に潤滑油を供給できる。
また左， 右ボス部 6 0 cを筒状に延長して対向当接させ、 内部に挿入した結合 ボルト 6 0で左， 右ケース部 2 a， 2 bを結合するようにしたので、 左， 右ケ一 ス部 2 a , 2 bの側壁が結合力により変形してしまうことがなく、 結果的に左右 分割型クランクケースの結合力を高めることができる。 また上記結合ボルト 6 0 及びボス部 6 0 cはメイン軸 1 4 , ドライブ軸 1 5に近い位置に配置されている ので、 軸の近傍を結合することとなり、 この点からも左， 右ケース部 2 a， 2 b の結合力を高めることができる。
また、 上記結合ボルト 6 0及び筒状のボス部 6 0 cを上記メイン軸 1 4と ドラ ィブ軸 1 5との中間上方に配置し、 上記潤滑油供給孔 1 4 b， 1 5 bをメイン軸 ， ドライブ軸の変速ギヤ群に指向するように形成したので、 1つの潤滑油通路 6 0 aによりメイン軸， ドライブ軸の両方のギヤに潤滑油を供給できる。 またメイ ン軸 1 4 , ドライブ軸 1 5のギヤとギヤとの間に結合ボルト 6 0を配置したこと から該結合ボルト 6 0を両軸に近接させることが可能となり、 より一層クランク ケースを小型化できる。
また、 結合ボルト 6 0の頭部 6 0 eをクラッチ室 1 0 a内に位置させたので、 該結合ボルト 6 0の頭部 6 0 eと座面 2 b ' との隙間から潤滑油が洩れた場合で も、 該洩れた潤滑油はクラッチ室 1 0 a内に落下するので支障はない。
さらにまた、 結合ボルト 6 0の外部に露出することのない螺揷部 6 0 d側に潤 滑油供給口を、 頭部 6 0 e側に排出口を形成したので、 潤滑油通路の潤滑油圧力 の高い潤滑油供給口側部分は当然潤滑油の洩れはなく、 また結合ボルト 6 0の頭 部 6 0 eと座面 2 b ' との間から潤滑油が洩れる可能性のある排出口側について は潤滑油圧力が低いので、 潤滑油の洩れ量を抑制できる。
また上記ボルト孔 6 0 aの上記頭部 6 0 e直近部分 6 0 a ' を結合ボルト 6 0 との隙間が上記潤滑油通路部分より狭くなるよう小径に形成したので、 上記結合 ボルト 6 0の頭部 6 0 eが当接する座面 2 b ' を確保し易く、 かつ潤滑油の洩れ 量を抑制できる。
また、 上記潤滑油通路 6 0 aの潤滑油排出口をドライブ軸内潤滑油通路 1 5 a に連通させるとともに、 潤滑油供給口側部分をメイン軸内潤滑油通路 1 4 aに連 通させたので、 専用の潤滑油供給通路を設けることなく ドライブ軸 1 5， メイン 軸 1 4の変速ギヤ摺動面に潤滑油を供給できる。
上記クランク潤滑系 5 5は以下の構成を有する。 上記フィルタカバ一 4 7に、 クランク側出口 5 9 cから潤滑油ポンプ 5 2に向けて延びるようにクランク給油 通路 5 5 aが形成され、 該通路 5 5 aは上記潤滑油ポンプ 5 2の回転軸 6 2の軸 芯に貫通形成された連通孔 6 2 aに連通され、 さらに該連通孔 6 2 aは連結パイ プ 6 4を介してクランク軸 8の軸芯に形成されたクランク給油孔 8 eに連通され ている。 そしてこのクランク給油孔 8 eは、 分岐孔 8 f を介してクランクピン 6 5のピン孔 6 5 a内に連通し、 該ピン孔 6 5 aは分岐孔 6 5 bを介してコンロッ ド 7の大端部 7 aの二一ドル軸受 7 bの転動面に開口している。 このようにして 、 オイルフィルタ 5 9で濾過された潤滑油が上記二一ドル軸受 7 bの転動面に供 給される。
上記潤滑油ポンプ 5 2は以下の構造を有する。 左， 右ケース 6 l a , 6 1 か らなる二分割式のケーシング 6 1の右ケース 6 1 bにポンプ室 6 1 cが凹設され 、 該ポンプ室 6 1 c内に回転子 6 3が回転自在に配設されている。 この回転子 6 3の軸芯に回転軸 6 2が貫通するように挿入配置され、 該回転軸 6 2と回転子 6 3とがピン 6 3 aにより固定された概略構造のものである。 なお、 上記左ケース 6 1 aのポンプ室上流側， 下流側に上記オイル吸込み通路 5 8 a , オイル吐出通 路 5 8 bがそれぞれ接続されている。 また 6 6は潤滑油ポンプ 5 2の吐出圧を所 定値以下に保持するためのリ リーフ弁であり、 該潤滑油ポンプ 5 2の吐出側の圧 力が所定値以上となったとき該吐出側の圧力をオイル吸込み通路 5 8 a側に逃が すようになっている。
上記回転軸 6 2は上記ポンプケース 6 1 を軸方向に貫通する筒状のものであり 、 図示右端部は上記クランク給油通路 5 5 aに開口している。 また回転軸 6 2の 図示左端部には動力伝達用フランジ部 6 2 bがー体形成されている。 該フランジ 部 6 2 bは上記クランク軸 8の右端面に対向しており、 上記フランジ部 6 2 bと クランク軸 8とはオルダム継ぎ手 6 7により、 若干の芯ずれを吸収可能に連結さ れている。
上記オルダム継ぎ手 6 7は、 詳細にはクランク軸 8とフランジ部 6 2 bとの間 に継ぎ手プレート 6 7 aを配置し、 該継ぎ手プレート 6 7 aの連結孔 6 7 d内に クランク軸 8の端面に植設されたピン 6 7 b及びフランジ部 6 2 bに植設された ピン 6 7 cを挿入した構造のものである。
また上記連結パイプ 6 4は上記クランク軸 8の右端開口と回転軸 6 2の左端開 口とを連通するためのものであり、 クランク軸開口内周及び回転軸開口内周と連 結パイプ 6 4の外周との間はオイルシール 6 4 aによりシールされている。 ここで上述のようにクランク室 2 cは他のミッション室 2 d , フラマグ室 9 a ， クラッチ室 1 0 a等と画成されており、 これによりピストン 6のストロークに 伴って該クランク室 2 c内の圧力を正負に変動させ、 該圧力変動により上記各室 内の潤滑油を上述の潤滑油タンク 5 1に戻すオイル戻し機構が構成されている。 詳細には、 上記クランク室 2 cには吐出口 2 g及び吸込み口 1 hが形成されて いる。 この吐出口 1 gにはクランク室内圧力が正のとき開く吐出口リード弁 6 9 が配設されており、 上記吸込み口 2 hにはクランク室内圧力が負のとき開く吸込 み口リード弁 7 0が配設されている。 そして上記吐出口 2 gはクランク室 2 cから連通孔 2 i を介してクラッチ室 1 0 aに連通し、 該クラッチ室 1 0 aから連通孔 2 jを介してミッション室 2 dに 連通し、 さらに該ミッション室 2 dは連通孔 2 kを介してフラマグ室 9 aに連通 している。 このフラマグ室 9 aに連通するように形成された戻り口 2 mは戻りホ —ス 5 7 c， オイルストレーナ 5 7 d , 戻りホース 5 7 eを介して上記潤滑油タ ンク 5 1 に連通している。
ここで上記戻り口 2 mにはガイ ドフ。レート 2 nが配設されている。 このガイ ド プレート 2 nは上記戻り口 mを、 底壁 2 pとの隙間 aを狭く しかつ幅 bを広く確 保することにより潤滑油を確実に吐出する機能を有する。
また上記潤滑油タンク 5 1には、 該タンク内の空気中に含まれるオイルミスト を遠心力で分離して上記クランク室 2 cに戻すオイル分離機構が接続されている 。 このオイル分離機構は、 円錐状の分離室 7 1の上部に、 潤滑油タンク 5 1の上 部に一端が接続された導入ホース 7 2 aの他端を接線方向に接続し、 該分離室 7 1の底部に接続した戻りホース Ί 2 bを上記クランク室 2 cの吸込み口 2 hに接 続した構造のものである。 なお、 上記オイルミストが分離された空気は排気ホー ス 7 2 cを介して大気に排出される。
以上のように本実施形態では、 クランク室 2 cをピストン 6の昇降により圧力 が変動するように略密閉空間とし、 該クランク室 2 c内に流入した潤滑油を該ク ランク室 2内圧力の変動により上記潤滑油貯留タンク 5 1に送油するようにした ので、 専用の送油ポンプ （スカベンジングポンプ） を不要にでき、 構造の簡素化 及びコス卜の低減を図ることができる。
また、 クランク室 2 cの送油通路接続部付近にクランク室内圧力が上昇したと き開き、 低下したとき閉じる吐出口リード弁 （出側逆止弁） 6 9を配設したので 、 クランク室内の潤滑油をより確実に潤滑油貯留タンク 5 1に送油できる。
また、 上記潤滑油貯留タンク 5 1内の油面より上側と上記クランク室 2 c とを 戻りホース 7 2 a , 7 2 bで接続し、 該クランク室 2 cの戻りホース接続部付近 にクランク室 2 c内圧力が下降したとき開き、 上昇したとき閉じる吐出ロリ一ド 弁 （吸込み側逆止弁） 7 0を配設したので、 ピストン上昇時にクランク室 2 c内 に必要な空気が吸入され、 ビストン 6の下降時にクランク室 2 c内圧が高くなり 、 クランク室 2 c内の潤滑油をより一層確実に送油できる。
ちなみにクランク室内への外部からの空気供給経路を有しない場合、 ビストン ， シリンダボア間のシール性が高いと、 ピストン上昇時にクランク室内が負圧と なり、 ビストンが下降してもクランク室内圧が負圧又は低い正圧にしかならず、 送油ができなくなる場合が懸念される。
さらにまた、 潤滑油ミストを分離する遠心式潤滑油ミスト分離器 7 1 を上記戻 り通路 7 2 a , 7 2 bの途中に介設し、 分離された潤滑油を戻りホース 7 2 bを 介してクラク室 2 cに戻し、 ミスト分が分離された空気を大気に排出するように したので、 潤滑油ミスト分だけをクランク室内に戻すことができ、 クランク室内 に過剰の空気が流入することによる送油効率の低下を回避でき、 大気汚染を防止 しながらより確実にクランク室内の潤滑油を送油できる。
また、 潤滑油ポンプ 5 2をクランク軸 8の一端に接続配置し、 該潤滑油ポンプ 5 2の吐出ロを該潤滑油ポンプ 5 2内に形成した連通孔 （ポンプ内給油通路） 6 2 a及び連結パイプ 6 を介してクランク軸 8内に形成されたクランク給油孔 （ クランク軸内給油通路） 8 eに連通させたので、 簡単でかつコンパクトな構造に よりクランク軸 8の被潤滑部に潤滑油を供給できる。
また、 上記クランク軸 8と潤滑油ポンプ 5 2とを軸直角方向の変位を吸収可能 のオルダム継ぎ手 6 7により接続するとともに、 連通孔 6 2 aとクランク給油孔 8 eとを連結パイプ 6 4で連通させ、 該連結パイプ 6 4 と上記連通孔 6 2 a， ク ランク給油孔 8 eとの間に弾性を有する 0リング 6 4 aを介在させたので、 クラ ンク軸 8とポンプ軸 6 2との間に多少の芯ずれが発生した場合でも支障なく潤滑 油を上記被潤滑部に供給でき、 必要な潤滑性を確保できる。 産業上の利用可能性
請求項 1の発明によれば、 左， 右ボス部の結合ボルトが揷入されるボルト孔と 結合ボル卜との空間を潤滑油通路とし、 上記ボス部に上記変速ギヤに指向する潤 滑油供給孔を上記潤滑油通路から分岐形成したので、 専用の潤滑油供給通路を設 けることなく変速ギヤの嚙合面に潤滑油を供給でき、 例えば専用の潤滑油パイプ を設ける場合に比較して配置スペースが小さくて済み、 結果的にクランクケース の大型化を回避できる。
また左， 右ボス部を筒状に延長して対向当接させ、 内部に挿入した結合ボルト で左， 右ケース部を結合するようにしたので、 左， 右ケース部の側壁が結合力に より変形してしまうことがなく、 結果的に左右分割型クランクケ一スの結合力を 高めることができる。 また上記結合ボルト及びボス部はメイン軸又はドライブ軸 に近い位置に配置されているので、 軸の近傍を結合することとなり、 この点から も左， 右ケース部の結合力を高めることができる。
請求項 2の発明によれば、 上記結合ボルト及び筒状のボス部を上記メイン軸と ドライブ軸との中間上方に配置し、 上記潤滑油供給孔をメイン軸， ドライブ軸の 変速ギヤに指向するように形成したので、 1つの潤滑油通路によりメイン軸， ド ライブ軸の両方のギヤに潤滑油を供給でき、 また両軸のギヤとギヤとの間に結合 ボルトを配置したことから該結合ボルトを両軸に近接させることが可能となり、 より一層クランクケースを小型化できる。
請求項 3の発明によれば、 結合ボルトの頭部をクラッチ室内に位置させたので 、 該結合ボルトの頭部と座面との隙間から潤滑油が洩れた場合でも、 該洩れた潤 滑油はクラッチ室内に落下するので支障はない。
請求項 4の発明によれば、 結合ボルトの螺揷側に潤滑油供給口を、 頭部側に排 出口を形成したので、 潤滑油通路の潤滑油圧力の高い潤滑油供給口側は完全に閉 塞され、 結合ボルトの頭部と座面との間から潤滑油が洩れる可能性のある排出口 側については潤滑油圧力が低いので、 潤滑油の洩れ量を抑制できる。 請求項 5の発明によれば、 上記ボルト孔の上記結合ボルトの頭部直近部分を結 合ボルトとの隙間が上記潤滑油通路部分より狭くなるよう小径に形成したので、 上記結合ボルトの頭部が当接する座面を確保し易く、 かつ潤滑油の洩れ量を抑制 できる。
請求項 6の発明によれば、 上記潤滑油通路の潤滑油排出口をドライブ軸内潤滑 油通路に連通させたので、 また請求項 7の発明によれば、 上記潤滑油通路の潤滑 油供給口側部分をメイン軸内潤滑油通路に連通させたので、 専用の潤滑油供給通 路を設けることなく ドライブ軸， メイン軸の変速ギヤ摺動面に潤滑油を供給でき る。

Claims

請 求 の 範 囲
1 . 左， 右ケース部に分割された分割型クランクケース内に、 複数の変速ギヤが 装着されたメィン軸と ドライブ軸とを有する変速装置を配設してなるエンジンの 潤滑装置において、 上記左， 右ケース部の結合ボルトを上記メイン軸又はドライ ブ軸の近傍にかつこれらの軸と平行に揷入配置し、 上記左， 右ケース部の上記結 合ボルトが挿入されるボルト孔を有する左， 右ボス部を筒状に延長して対向当接 させ、 該左， 右ボス部のボルト孔内面と結合ボルト外面との空間を潤滑油通路と し、 該潤滑油通路の一端を潤滑油供給源に接続するとともに、 上記ボス部に上記 変速装置の変速ギヤに指向する潤滑油供給孔を上記潤滑油通路から分岐形成した ことを特徴とするェンジンの潤滑装置。
2 . 請求項 1 において、 上記結合ボルト及び筒状のボス部を上記メイン軸と ドラ イブ軸との中間上方に配置し、 上記潤滑油供給孔をメイン軸， ドライブ軸の変速 ギヤに指向するように形成したことを特徴とするェンジンの潤滑装置。
3 . 請求項 1又は 2において、 上記結合ボルトはメイン軸の一端に装着されたク ラッチ機構を収容するクラッチ室側から揷入されて対向するケース部の壁面に螺 挿され、 該結合ボルトの頭部はクラッチ室側に位置していること特徴とするェン ジンの潤滑装置。
4 . 請求項 3において、 上記結合ボルトの螺揷側に潤滑油供給口が、 頭部側に潤 滑油排出口が形成されていることを特徴とするエンジンの潤滑装置。
5 . 請求項 4において、 上記ポルト孔の上記結合ボルトの頭部直近部分は結合ボ ルトとの隙間が上記潤滑油通路部分より狭くなるよう小径に形成されていること を特徴とするェンジンの潤滑装置。
6 . 請求項 4又は 5において、 上記潤滑油通路の潤滑油排出口を、 上記ドライブ 軸内に形成されたドライブ軸内潤滑油通路に連通させ、 該ドライブ軸内潤滑油通 路を潤滑油供給孔により変速ギヤ摺動面に連通させたことを特徴とするェンジン の潤滑装置。
7 . 請求項 4ないし 6の何れかにおいて、 上記潤滑油通路の潤滑油供給口側部分 を、 上記メイ ン軸内に形成されたメイン軸内潤滑油通路に連通させ、 該メイ ン軸 内潤滑油通路を潤滑油供給孔により変速ギヤ摺動面に連通させたことを特徴とす るエンジンの潤滑装置。
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