WO2006006434A1 - バランサ機構付きエンジン - Google Patents

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WO2006006434A1
WO2006006434A1 PCT/JP2005/012317 JP2005012317W WO2006006434A1 WO 2006006434 A1 WO2006006434 A1 WO 2006006434A1 JP 2005012317 W JP2005012317 W JP 2005012317W WO 2006006434 A1 WO2006006434 A1 WO 2006006434A1
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WO
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engine
balancer
force
crank
target position
Prior art date
Application number
PCT/JP2005/012317
Other languages
English (en)
French (fr)
Inventor
Naoki Okamoto
Kazuhiro Ohta
Taketoshi Sano
Akimitsu Takeuchi
Original Assignee
Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha
Priority date (The priority date is an assumption and is not a legal conclusion. Google has not performed a legal analysis and makes no representation as to the accuracy of the date listed.)
Filing date
Publication date
Application filed by Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha filed Critical Yamaha Hatsudoki Kabushiki Kaisha
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Priority to DE602005027701T priority patent/DE602005027701D1/de
Priority to US11/571,824 priority patent/US8220431B2/en
Priority to JP2006528878A priority patent/JP4495161B2/ja
Priority to EP05765230A priority patent/EP1767812B1/en
Publication of WO2006006434A1 publication Critical patent/WO2006006434A1/ja

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Classifications

    • 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
    • F16F—SPRINGS; SHOCK-ABSORBERS; MEANS FOR DAMPING VIBRATION
    • F16F15/00—Suppression of vibrations in systems; Means or arrangements for avoiding or reducing out-of-balance forces, e.g. due to motion
    • F16F15/22—Compensation of inertia forces
    • F16F15/26—Compensation of inertia forces of crankshaft systems using solid masses, other than the ordinary pistons, moving with the system, i.e. masses connected through a kinematic mechanism or gear system
    • F16F15/264—Rotating balancer shafts
    • B—PERFORMING OPERATIONS; TRANSPORTING
    • B62—LAND VEHICLES FOR TRAVELLING OTHERWISE THAN ON RAILS
    • B62K—CYCLES; CYCLE FRAMES; CYCLE STEERING DEVICES; RIDER-OPERATED TERMINAL CONTROLS SPECIALLY ADAPTED FOR CYCLES; CYCLE AXLE SUSPENSIONS; CYCLE SIDE-CARS, FORECARS, OR THE LIKE
    • B62K2202/00—Motorised scooters

Definitions

  • the present invention relates to an engine including a crank mechanism and a balancer mechanism that suppresses vibration by the crank mechanism.
  • Patent Document 1 in order to reduce the vibration caused by the primary inertial force of the crank mechanism, the inertial force is in the opposite direction and the same magnitude as the primary inertial force of the crank mechanism.
  • Patent Document 1 Japanese Patent Laid-Open No. 2003-237674
  • the vector locus of the primary inertial force of the crank mechanism is a circle, and the inertial force of the balancer mechanism is compared with the primary inertial force of the crank mechanism in all phases. Therefore, the translational force due to the primary inertial force of the crank mechanism and the inertial force of the balancer mechanism does not occur. As a result, it is possible to suppress the vibration caused by the translational force due to the primary inertial force of the crank mechanism and the inertial force of the balancer mechanism.
  • Patent Document 1 when the engine is supported at an arbitrary position other than the center of gravity of the engine, It was not intended to prevent vibration from occurring at this position, but it was intended to prevent the vibration from being transmitted to the vehicle body by the link. In other words, it was not enough to adjust and suppress the vibration caused by the couple generated at the engine support position.
  • the present invention has been made to solve the above-described problems, and one object of the present invention is attributed to a couple of forces generated by a primary inertial force of a crank mechanism and an inertial force of a balancer mechanism. It is an object of the present invention to provide an engine with a balancer mechanism that can suppress vibrations that occur at an arbitrary position. Another object is to provide a motorcycle equipped with this engine.
  • the inventors of the present application first focused on the fact that vibration at the target position can be suppressed by positioning the instantaneous rotation center at an arbitrary target position of the engine.
  • the primary inertia force generated by the crank mechanism includes a rotation component and a translation component, and the acceleration due to the couple generated by the balance between the rotation component and the inertial force of the balancer mechanism and the acceleration due to the translation component are adjusted.
  • the inventors have conceived that the instantaneous center of rotation of the engine can be located at the target position, and thus the present invention has been completed.
  • an engine with a balancer mechanism includes a crank mechanism and a balancer mechanism for suppressing vibration caused by the crank mechanism, and the primary inertia force of the crank mechanism and the balancer mechanism.
  • the acceleration caused by the couple generated by the inertial force of the balancer mechanism is arranged in the vicinity of a predetermined target position. Therefore, in the vicinity of the predetermined target position where the center of instantaneous rotation is arranged, the occurrence of vibration due to the couple due to the primary inertia force of the crank mechanism and the inertia force of the balancer mechanism is suppressed.
  • the acceleration due to the translational force and the acceleration due to the couple are substantially reversed in the vicinity of a predetermined target position where the instantaneous rotation center is arranged. And are adjusted to be substantially the same size.
  • the primary inertial force of the crank mechanism has a predetermined elliptical shape drawn by a trajectory for one cycle when the force is displayed as a vector.
  • the translational force is obtained by using the primary inertial force of a crank mechanism having an elliptical vector locus in contrast to the inertial force of a generally circular vector locus. Ingredients can be generated.
  • the instantaneous rotation center can be easily arranged in the vicinity of an arbitrary target position using the acceleration due to the translational force and the acceleration due to the couple.
  • the crank mechanism includes a crankshaft, and the balancer mechanism includes a non-rotor shaft.
  • the primary inertial force of the crank mechanism is such that the acceleration due to the translational force and the acceleration due to the couple are substantially in the opposite directions and have the same magnitude in the vicinity of the predetermined target position.
  • the crank mechanism preferably further includes a counterweight, and the crank mechanism
  • the elliptical shape of the primary inertia force by is controlled by adjusting at least the counterweight.
  • the engine with a balancer mechanism preferably further includes a pivot shaft for supporting the engine, and the predetermined target position where the instantaneous rotation center of the engine is arranged is the pivot shaft. If configured in this way, it is possible to suppress the vibration in the vicinity of the pivot shaft, so it is necessary to provide a link for suppressing the vibration force of the pivot shaft from being transmitted to the vehicle frame to which the engine is attached. There is no. As a result, the number of parts can be reduced and light weight can be achieved.
  • the «Lancer mechanism is a uniaxial « Lancer mechanism. With this configuration, it is possible to easily suppress vibration due to couples in the vicinity of an arbitrary target position in an engine having a single-axis type non-rotor mechanism that easily generates vibrations due to couples. it can.
  • a motorcycle according to a second aspect of the present invention includes the engine with a balancer mechanism according to any one of claims 1 to 7. With this configuration, a motorcycle capable of suppressing vibration caused by a couple of forces generated by the primary inertia force of the crank mechanism and the inertia force of the balancer mechanism in the vicinity of an arbitrary position (target position) is provided. Obtainable.
  • the crank mechanism In order to design an engine having the above-described configuration, the crank mechanism generates a predetermined primary inertial force ellipse that balances the couple and the translational force at the target position (instantaneous rotation center). It is necessary.
  • the main shaft direction X and major axis A of the primary inertial force ellipse by the crank mechanism can be freely set by adjusting the magnitude and phase of the unbalanced weight (crank unbalance (counter weight) k'Wt) of the crank mechanism. is there.
  • the primary inertial force is divided into a rotational component and a reciprocating component (translational component), and the couple (moment) at the target position generated in proportion to the inertial force of the rotational component force balancer.
  • the acceleration and direction of the reciprocating component are determined from the magnitude and direction of the translational force required at the crank position to balance this acceleration.
  • the magnitude (k) and phase (a) of the unbalanced weight (crank unbalance) of the crank that generates the primary inertial ellipse with such rotational and reciprocating components are determined, and the balancer size ( k) and phase
  • the design apparatus for designing the engine of the present invention may store a program for performing these calculations and determine engine specifications by inputting predetermined parameters. In this way, an engine that suppresses vibration at the target position can be easily designed.
  • a vibration isolating member is provided that reduces the vibration due to the secondary inertia force of the crank mechanism from being transmitted outward from the target position force. ing.
  • vibration isolating member is provided at the target position in this way, vibration due to the primary inertia force at the target position can be reduced, and vibration due to the secondary inertia force can be prevented from being transmitted outward from the target position force. it can.
  • the present invention can be employed in an engine equivalent to a single cylinder.
  • An engine equivalent to a single cylinder is not limited to one having one cylinder.
  • a two-cylinder (or multi-cylinder) engine in which two or more pistons reciprocate in the same phase, a crankshaft
  • engines that can be regarded as a single-cylinder engine such as a V-type engine with two connecting rods, are included.
  • the engine of the present invention is suitable for a vehicle.
  • a vehicle engine if the target position is set in the vicinity of an engine support point (for example, a pivot shaft), this support point force is applied to the vehicle body frame. Vibration transmission can be suppressed.
  • an engine support point for example, a pivot shaft
  • the target is located near the pivot shaft that pivotally supports the power unit on the vehicle body.
  • the vibration isolation structure near the pivot shaft can be simplified.
  • Many of this type of vehicle are designed to prevent vibrations by connecting the power unit and the vehicle body frame via a link.
  • vibrations near the connecting portion are suppressed.
  • crank 'balancer straight line (straight line connecting the crankshaft and the balancer axis) is parallel to the center of gravity / target position line (line connecting the center of gravity and the target position), and the target The position (pivot shaft position) can be positioned above or below the crankshaft, which improves the mountability to the vehicle frame.
  • the balancer mechanism generally has a constant speed and reverse rotation with respect to the crank mechanism. According to the design method of the present invention, the balancer shaft can be rotated even in the same direction as the crankshaft. .
  • a computer is preferably used to implement this design.
  • a program for performing the above calculation may be stored in a memory and calculated by a calculation means (CPU or the like). This program should include the calculated force from formulas (11) to (W) as well as the formula for asymmetric crank balance used to determine the crankano ⁇ lance phase.
  • the primary inertial force generated in an engine with a single-shaft primary balancer mechanism is the following two.
  • Inertia force of balancer mechanism Reverse phase rotation at a constant speed and at the same speed as the inertial force of crank mechanism.
  • This couple accelerates to the target position P in the rotational tangential direction around the center of gravity (axis perpendicular to the paper surface in FIG. 6), that is, in the direction orthogonal to the center of gravity 'target position direction (G-P straight line) a M (Fig. 7).
  • the acting translation force F' ⁇ is the two forces of the couple force generated by the translational force (F' ⁇ ) acting on the center of gravity G as it is and the distance L between the two points G. Have. Therefore, these act on the target position ⁇ Acceleration
  • the acceleration a caused by the couple is converted into the translational force m at the above-mentioned assumption, that is, the target position ⁇ .
  • crank unbalance (counterweight) phase is set so that the reciprocal component for canceling the couple when the couple is maximum (and 0) also becomes maximum (and 0).
  • the primary inertial force ellipse that satisfies the above conditions can be obtained by using the asymmetric crank balance formula shown in FIG. 12 (A) (the crank balance force is also a formula for obtaining the inertia force ellipse).
  • This formula is shown in, for example, “Machine Design” No. 8 No. 9 pp. 43-44 published by Nikkan Kogyo Shimbun, so its explanation is omitted and only the result is used.
  • the formulas (11), (12), and (13) can be obtained.
  • the original main shaft direction X is the main shaft direction of inertial force with an angle in the rotation direction of the crank with respect to the cylinder shaft direction.
  • the main inertial direction 7? This is the main axis direction of the inertial force that is angled in the direction opposite to the direction of crank rotation with reference to the direction of the virtual reciprocal component (F * ⁇ ) of the sexual force.
  • crank balance magnitude k is calculated by substituting the value of the major axis A obtained from the formula (14) and the major axis A obtained from the formula (15) or (15 ') into this asymmetric crank balance formula. Can be sought.
  • the direction of the balancer a can be obtained by calculation, but is omitted because the calculation becomes complicated.
  • crank balance direction (angle) a is reduced by the phase delay ⁇ .
  • Crank balance magnitude k is given by the following equation.
  • the balancer size k is increased by the amplitude magnification ⁇ , and is expressed by the following equation.
  • ⁇ 1 A side view of a starter type motorcycle equipped with an engine with a balancer mechanism according to a first embodiment of the present invention.
  • FIG. 3 is a diagram for explaining a method of arranging the instantaneous rotation center of the engine with the balancer mechanism.
  • FIG. 4 is a diagram for explaining a method of arranging the instantaneous rotation center of the engine with the balancer mechanism.
  • FIG. 5 is a diagram for explaining a method of arranging the instantaneous rotation center of the engine with the balancer mechanism.
  • FIG. 8 is a diagram for explaining acceleration due to a reciprocal component of a primary inertial force.
  • FIG. 9 is a block diagram showing an example of a design apparatus according to the present invention.
  • FIG. 11 is a diagram showing an actual design procedure according to the present invention.
  • FIG. 12 is a diagram showing an asymmetric crank balance formula.
  • FIG. 13 is a schematic side view showing a mounted state of an engine with a balancer mechanism according to a second embodiment of the present invention.
  • FIG. 15 is a schematic view showing a bush of the engine.
  • FIG. 16 is a schematic side view showing a mounted state of an engine with a balancer mechanism according to a third embodiment of the present invention.
  • FIG. 17 is a schematic side view showing a mounted state of an engine with a balancer mechanism according to a fourth embodiment of the present invention.
  • FIG. 1 is a side view showing the overall structure of a starter type motorcycle (hereinafter referred to as “starter”) equipped with an engine with a balancer mechanism according to a first embodiment of the present invention.
  • Fig. 2 is an enlarged side view around the engine of the starter equipped with the engine with the balancer mechanism shown in Fig. 1.
  • 3 to 5 are diagrams for explaining a method of arranging the instantaneous rotation center of the engine with the balancer mechanism shown in FIG.
  • the steering shaft of the front fork 4 is supported by the head pipe 3 so as to be able to turn left and right.
  • a front wheel 5 is rotatably attached to the lower end of the front fork 4, and a steering handle 6 is attached to the upper end of the steering shaft.
  • a vehicle body cover 7 is provided in front of the head pipe 3.
  • a front end portion of the vehicle body frame 8 is connected to the head pipe 3.
  • the vehicle body frame 8 is formed so as to reach the rear of the starter 2, and is composed of an upper frame 8a and a pipe-like lower frame 8b.
  • the front end portion of the lower frame 8b is fixed to the upper frame 8a by a bolt 9, and the connecting bracket 10 is welded to the rear end portion.
  • the connecting bracket 10 is fixed to the upper frame 8a by bolts 11.
  • a radiator 12 for cooling the engine 1 is attached to the lower frame 8b via a bracket (not shown).
  • a cooling water hose 13 is attached to the radiator 12, and the cooling water hose 13 is connected to a noisy lower frame 8 b.
  • a fuel tank 14 is attached below the center of the upper frame 8a of the body frame 8.
  • a sheet 15 is provided above the central portion.
  • a storage box (not shown) for storing a helmet (not shown) is provided under the seat 15! /.
  • a footrest 16 is provided so as to be positioned between the seat 15 and the head pipe 3.
  • a unit swing type engine unit 1 (hereinafter simply referred to as engine 1) is pivotally supported at the rear part of the body frame 8 so as to be vertically swingable.
  • a rear wheel 17 is rotatably disposed at the rear end of the engine 1.
  • a rear fender 18 is mounted above the rear wheel 17 so as to cover the rear wheel 17.
  • a rear cushion 19 is provided between the rear end portion of the vehicle body frame 8 and the rear end portion of the engine 1.
  • An air cleaner 20 is provided above the engine 1, and a cooling water hose 21 connected to the rear part of the pipe-like lower frame 8 b is attached to the front part of the engine 1. Accordingly, the radiator 12 and the engine 1 are connected via a cooling water path including the cooling water hose 13, the pipe-like lower frame 8 b, and the cooling water hose 21.
  • a pivot boss portion lp is formed on the upper wall of the transmission case In of the engine 1, and the boss portion lp can swing up and down on the body frame 8 via the pivot shaft la. Is supported.
  • a piston If is reciprocally arranged in the cylinder axis direction, and a small end portion of a connecting rod le is connected to the piston If, and a large end portion of the connecting rod le is a crank pin Id. It is connected to the crank arm part of the crankshaft lc via Thus, a crank mechanism lb for converting the reciprocating motion of the piston If into the rotational motion of the crankshaft lc is configured.
  • crankshaft lc is provided with a counterweight (crank unbalance) lg so as to rotate integrally with the crankshaft lc.
  • This counter weight lg is arranged on the opposite side of the crank pin Id.
  • the rotational component and the translational component of the primary inertial force of the crank mechanism lb are adjusted by adjusting the size and arrangement position of the counterweight lg.
  • the engine 1 is provided with a uniaxial balancer mechanism lh for suppressing vibration by the crank mechanism lb.
  • This balancer mechanism lh includes a balancer shaft li and the balancer.
  • a balancer weight lj that rotates integrally with the axis li is provided.
  • the center of instantaneous rotation where no vibration is generated by the primary inertia force F1 (see Fig. 3) of the crank mechanism lb and the inertia force F2 (see Fig. 3) of the balancer mechanism lh is pivoted.
  • the pivot shaft la is not vibrated by the primary inertia force F1 of the crank mechanism lb and the inertial force F2 of the balancer mechanism lh. Therefore, the vibration of the pivot shaft la is transmitted to the vehicle body frame 8. There is no link to prevent this. Therefore, in this embodiment, the pivot shaft la of the engine 1 is directly supported by the vehicle body frame 8 without a link.
  • the primary inertia force F1 of the crank mechanism lb at the target position (pivot axis la) at which the instantaneous rotation center is to be arranged the primary inertia force F1 of the crank mechanism lb at the target position (pivot axis la) at which the instantaneous rotation center is to be arranged.
  • the balancer mechanism lh's inertial force F2 caused by the translational force and the crank mechanism lb's primary inertial force F1 and the balancer mechanism lh's inertial force F2 caused by the couple force to balance (cancel) Use the method.
  • the position and weight of the counterweight lg are generated in order to generate the translational force component due to the primary inertial force F1 of the crank mechanism lb and the inertial force F2 of the balancer mechanism 1h.
  • the primary inertial force F1 of the crank mechanism lb is controlled so that the shape drawn by the locus for one cycle when the force is displayed as a vector becomes a predetermined elliptical shape.
  • the position and weight of the balancer weight lj when the inertial force F2 of the balancer mechanism lh is displayed outside the force, the shape drawn by the trajectory for one cycle has a predetermined size. Control to form a perfect circle.
  • the shaft center lk of the balancer shaft li of the nolancer mechanism lh is, as shown in FIG. 3, the shaft center lm of the pivot shaft la with respect to the shaft center 11 of the crank shaft lc of the crank mechanism lb.
  • the center of gravity connecting the center of gravity G of the engine 1 is arranged in parallel to the target position straight line L1.
  • the shaft center lk of the balancer shaft li of the balancer mechanism lh is predetermined in the direction toward the center of gravity G of the engine 1 from the shaft center lm of the pivot shaft la with respect to the shaft center 11 of the crank shaft lc of the crank mechanism lb. They are spaced apart from each other.
  • the long axis of the elliptical SI of the primary inertia force Fl of the crank mechanism lb is arranged on the crank 'balancer straight line L2 connecting the shaft center 11 of the crankshaft lc and the shaft center lk of the balancer shaft li. ing.
  • the diameter of the perfect circle S2 of the inertial force F2 of the lancer mechanism lh is configured to be the same as the major axis of the ellipse S1 of the primary inertial force F1 of the crank lb.
  • the direction of the inertial force F2 of the balancer mechanism lh is configured to be opposite (in reverse phase) to the direction of the primary inertial force F1 of the crank mechanism lb.
  • the ratio A between the major axis and the minor axis of the ellipse S1 of the primary inertia force F1 of the crank mechanism lb is derived.
  • the directions perpendicular to and parallel to the crank nose straight line L2 connecting the shaft center 11 of the crankshaft lc and the shaft center lk of the balancer shaft li are defined as the E1 direction and the E2 direction, respectively.
  • the mass of engine 1 is M [kg]
  • the moment of inertia of engine 1 is I [kg-m 2 ].
  • the distance from the center of gravity G of the engine 1 to the axis lm of the pivot axis la is p [m]
  • the distance from the straight line L3 to the center 1 of the crankshaft lc is c [m].
  • the angle of the primary inertia force F1 of the crank mechanism lb is defined with respect to the crank balancer straight line L2 connecting the shaft center 11 of the crankshaft lc and the shaft center lk of the balancer shaft li. If 0 [rad], the angle of the inertial force F2 of the balancer mechanism lh is ⁇ + ⁇ [rad]. At this time, the component F1 in the E1 direction and the component F1 in the E2 direction of the primary inertia force F1 of the crank lb are respectively
  • E1 component F2 and E2 component F2 of inertial force F2 of mechanism lh are respectively
  • the acceleration on the pivot axis la is considered separately in the E1 direction and the E2 direction.
  • the acceleration in the E1 direction on the pivot axis la is considered separately in the E1 direction and the E2 direction.
  • N F1 X1 + F2 Xl + Fl Xc + F2 Xb
  • N AXFcos ⁇ Xl-AXFcos ⁇ Xl + (1— A) XFsin 0 Xc— AXFsin0 Xb
  • N (l-A) XFsinQ Xc-AXFsin0 Xb (2)
  • Equation (9) is derived.
  • A (MXpXc + l) / ⁇ MXp (b + c) + 2l ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ ⁇ (9)
  • the instantaneous rotation center of the engine 1 can be arranged in the vicinity of the pivot shaft la. In the engine 1, it is possible to suppress the vibration of the pivot shaft la.
  • the instantaneous rotation center can be easily arranged in the vicinity of the pivot axis la, vibration caused by the couple can be easily suppressed in the vicinity of the pivot axis la.
  • the shape drawn by the locus for one cycle when the force is displayed as a vector for the primary inertia force F1 of the crank mechanism lb satisfies the predetermined elliptical shape (the above equation (9) is satisfied).
  • the translational force component can be generated by the primary inertial force F1 of the elliptical crank mechanism lb against the inertial force F2 of the perfect circular balancer mechanism lh.
  • the shaft center lk of the balancer shaft li is set to the shaft center 11 of the crank shaft lc.
  • the center of gravity connecting the shaft center lm of the pivot shaft la and the center of gravity G of the engine 1 is parallel to the target position straight line L 1, and in the direction facing the center of gravity G of the engine 1 from the shaft center lm of the pivot shaft la Crank 'balancer straight line that is arranged at a predetermined interval and connects the major axis of the ellipse S1 of the crank lb's primary inertia force F 1 to the shaft center 11 of the crankshaft lc and the shaft center lk of the balancer shaft li Arranged parallel to L2, control the inertial force F2 of the lancer mechanism lh so that when the force is displayed as a vector, the shape of the trajectory for one cycle is a perfect circle, and the balancer mechanism lh By making the diameter of the perfect circle S2 of the inertial force F2
  • the elliptical shape of the primary inertial force F1 by the crank mechanism lb is controlled by adjusting the counter weight lg. Therefore, by adjusting the position and weight of the counter weight lg, etc.
  • the elliptical shape of the primary inertia force F1 by the crank lb can be easily controlled to a predetermined elliptical shape.
  • the balancer mechanism lh is changed to a single-axis balancer mechanism lh, so that an engine having a single-axis balancer mechanism lh that easily generates vibration due to a couple of forces is generated. In 1, it is possible to easily suppress the vibration caused by the couple in the vicinity of the pivot axis la.
  • FIG. 9 is a block diagram showing the outline of this design apparatus
  • FIG. 10 is a diagram showing the concept of the operation, that is, the calculation procedure
  • FIG. 11 is a diagram showing the actual calculation procedure.
  • the procedure of Fig. 10 corresponds to the design procedure shown in claim 16.
  • the procedure of FIG. 11 corresponds to the procedure of claim 17.
  • reference numeral 50 denotes a CPU which is a computer serving as a calculation means
  • 52 denotes a memory storing a calculation program
  • 54 denotes input means
  • 56 denotes output means.
  • the design can be made according to the procedure shown in claim 17, so the formulas (11) to (W) used for this design, the formula for the asymmetric crank balance, and the like are stored in the memory 52 in advance. From the input means 54, specifications necessary for engine design, N, C, balancer B, center of gravity G, arrangement of target position P, other M, I, L, L, L shown in Fig. 6
  • step S100 in FIGS. 10 and 11 are input (step S100 in FIGS. 10 and 11).
  • the translational force a at the crank position that balances the acceleration a is calculated (FIG. 10, step S104).
  • the primary inertial force ellipse is calculated using the formulas (11) to (1)
  • the phase of the balancer can be obtained by calculation.
  • this calculation formula is stored in the memory 52 in advance, it can be obtained using this.
  • This calculation is equivalent to determining the balancer phase so that the inertial force of the balancer is directed toward the crankshaft when the primary inertial force is directed toward the balancer shaft (step S110).
  • the balancer size k is calculated at the same time as the main axis direction and the major axis A are obtained (step S106A).
  • the first inertial force ellipse is obtained (steps S106, S106A), and the crank unbalance magnitude k and phase ⁇ are obtained.
  • the calculation order is not limited to this. .
  • the pivot boss portion lp provided on the upper wall of the transmission case In of the boot swing engine 1 is pivotally supported by the pivot shaft la so that it can swing up and down.
  • the case where the center of instantaneous rotation is located in la was explained.
  • the position of the instantaneous rotation center and hence the pivot shaft can be freely set, not limited to the position in the first embodiment.
  • FIGS. 13 to 15 are views for explaining a second embodiment in which the pivot shaft is arranged on the lower side of the transmission case.
  • a pivot boss portion lp ' is formed at the lower front part of the transmission case In, and the pivot boss portion lp' swings up and down by a suspension bracket 8c fixed to the vehicle body frame member 8b via a pivot shaft la. Supported as possible.
  • the size of the balancer weight of the counterweight of the crank mechanism lb and the balancer mechanism lh is set so that the instantaneous center of rotation related to the primary inertia force of the crank mechanism lb is located on the pivot shaft la. The position is adjusted.
  • the vibration due to the secondary inertial force is also dealt with in order to more reliably meet the demand for comfort improvement that has been strongly demanded in recent years for starters and the like.
  • the pivot shaft la that supports the pivot box portion lp ′ formed at the lower edge front portion of the transmission case In is used as the center of instantaneous rotation related to the primary inertia force. Further, the vibration due to the primary inertia force is further suppressed, and the vibration transmitted to the pivot shaft la due to the secondary inertia force is released to the outside by the bush 22 made of an elastic member. Yes.
  • the bush 22 is obtained by baking and fixing an elastic member 22c such as rubber between a metal inner cylinder 22a and an outer cylinder 22b.
  • the elastic member 22c has a pair of lightening holes 22d and 22d.
  • the bush 22 is interposed between the pivot boss portion lp 'and the pivot shaft la so that the arrangement direction of the lightening holes 22d, 22d coincides with the direction of acceleration a due to the secondary inertia force described later. .
  • the elastic force in the direction of acceleration a is smaller than the elasticity in the other direction.
  • the acceleration a acting on the pivot shaft la portion by the secondary inertia force F in the crank mechanism lb is obtained.
  • F second order inertia force
  • a acceleration acting on the pivot axis la due to the second order inertia force
  • 8 cylinder axis C force is also the distance to the engine center of gravity G
  • h engine center of gravity G
  • n distance to the instantaneous rotation center D force pivot axis la
  • j engine center of gravity G force distance to pivot axis la
  • ⁇ triangle la'G 'Vertical angle of D
  • ⁇ angular velocity around the center of instantaneous rotation D.
  • the secondary inertia force F and the like can be obtained by the following formula.
  • the primary inertial force F1 of the crank mechanism lb is such that the acceleration due to the translational force and the acceleration due to the couple are in the opposite directions and the same magnitude at or near the pivot axis la.
  • the elliptical shape and the circular shape of the inertial force F2 of the balancer mechanism lh are controlled. As a result, vibration due to the primary inertia force of the crank mechanism lb is prevented from being transmitted from the pivot shaft la to the vehicle body frame 8.
  • the secondary inertia force F coincides with the cylinder axis C, and the acceleration a is directed in substantially the same direction as the cylinder axis C and hence the acceleration a. Therefore, the bush 22
  • the direction in which the elastic force is small is arranged so as to face substantially the same direction as the cylinder axis c.
  • the acceleration a approaches the direction of the cylinder axis C as the instantaneous center of rotation D relating to the secondary inertia force becomes farther away from the cylinder axis C force. Therefore, the acceleration a and the cylinder axis C are crossed at a relatively large angle as described above. It was something that was supposed to be done.
  • FIG. 16 is a view for explaining a third embodiment in which a link member is used as a vibration isolating member, and the same reference numerals as those in FIG. 13 denote the same or corresponding parts.
  • a link plate 37 constituting a vibration isolating member is attached to a bracket 8d fixed to the vehicle body frame member 8b via a bearing bush 37a and an attachment bush 37b also serving as an elastic member.
  • the mounting bush 37b is a normal one that does not have directionality in the strength of the elastic force.
  • a bush 22 shown in FIG. 15 that does not have the lightening hole 22d can be used. Therefore, the link plate 37 is urged toward the neutral position (axial center of the bush 22) by the elastic force of the bush 22. In this way, the link plate 37 is rotatable around the bearing 37a in accordance with the amount of elastic deformation of the mounting bush 37b.
  • the engine 1 is supported by the tip end portion of the link plate 37 via a pivot shaft la so as to be swingable up and down.
  • the direction of the acceleration a due to the secondary inertia force is substantially the same as the direction of the cylinder axis C. This is the same as in the second embodiment.
  • the link 37 is configured such that the direction of the acceleration a coincides with the rotational direction of the pivot shaft la about the bearing 37a.
  • the link plate 37 rotates accurately with respect to the acceleration a due to the secondary inertia force within the range of elastic deformation of the mounting bush 37b around the bearing 37a. Therefore, it is possible to prevent the vibration caused by the secondary inertia force from being transmitted outward more reliably.
  • the link plate 37 is only allowed to rotate around the bearing 37a and is prevented from moving in the other direction, the engine 1 can be reliably supported and traveled. Contributes to improved stability.
  • the link plate 37 is biased to the neutral position by, for example, a panel member other than the bush. OK!
  • FIG. 17 is a schematic diagram for explaining a third embodiment of the present invention, in which the same reference numerals as those in FIGS. 1 to 16 denote the same or corresponding parts.
  • the motorcycle 30 according to the present embodiment has a cradle-type body frame 31.
  • the front fork 4 is supported to be steerable left and right by a head pipe 31a formed at the front end of the body frame 31, and a rear arm 32 is vertically moved via a pivot shaft 33 by a rear arm bracket portion 31b formed at the rear. It is pivotally supported.
  • a rear wheel 17 is pivotally supported at the rear end of the rear arm 32.
  • a V-type two-cylinder engine 34 is mounted at the center of the body frame 31.
  • the front and rear pistons inserted and arranged in the front and rear cylinder bodies 34a and 34b are connected to a common crank pin of the crankshaft via front and rear connecting rods.
  • the secondary inertial force F acts in the direction of a straight line that bisects the V-bank through the crankshaft or in the direction perpendicular thereto.
  • the engine 34 is fixed directly to the vehicle body frame 31 via a plurality of suspension bracket portions 31c formed on the vehicle body frame 31, that is, without interposing an elastic member. That is, in the third embodiment, the engine 34 and the vehicle body frame 31 as a whole are one. It is connected to form a rigid body. Therefore, in this embodiment, the engine mass M when considering vibrations by the crank mechanism is the sum of the masses of the engine 34 and the vehicle body frame 31 rigidly connected thereto.
  • left and right footrests 35 on which riders place their feet are fixed to the lower left and right of the body frame 31.
  • the footrest 35 is provided with a damper 36 which is an elastic member such as rubber for absorbing vibration.
  • the damper 36 is configured such that the elastic force in the direction of acceleration a due to the secondary inertia force of the crank mechanism lb is smaller than the elastic force in the other direction.
  • the acceleration a in the third embodiment is obtained by the same equation as the acceleration a in the second embodiment.
  • the footrest 35 is selected as a target position at which the center of instantaneous rotation based on the primary inertia force by the crank mechanism is arranged. That is, the size and the position of the balancer mechanism are adjusted so that the footrest 35 becomes the center of instantaneous rotation by the primary inertial force of the crank mechanism lb. Accordingly, at the footrest 35 or in the vicinity thereof, the ellipse of the primary inertia force F 1 of the crank mechanism lb is set so that the acceleration due to the translational force and the acceleration due to the couple are in the opposite directions and the same magnitude. The shape and the circular shape of the inertial force F2 of the balancer mechanism are controlled. This suppresses transmission of vibration due to the primary inertia force of the crank mechanism to the vehicle body frame.
  • the damper 36 is attached to the footrest 34 in order to suppress the vibration generated in the footrest 35 from being transmitted to the rider by the secondary inertia force.
  • the damper 36 is configured such that the elastic force in the direction of acceleration a due to the secondary inertia force is smaller than the elastic force in the other direction, so that vibration due to the secondary inertia force is prevented from being transmitted to the rider. it can.
  • a force showing an example in which the instantaneous rotation center of the engine is arranged near the pivot shaft, the footrest, or the vicinity thereof is not limited to this, and the instantaneous rotation center of the engine is not limited to this. You may arrange in a part.
  • the balancer shaft is arranged in a direction in which the pivot axial force is directed toward the center of gravity of the engine with respect to the crankshaft, and the major axis of the elliptical inertial force of the crank mechanism is
  • the crankshaft and the balancer shaft are arranged substantially in parallel
  • the present invention is not limited to this, and the center of gravity of the engine is also pivoted with respect to the crankshaft. You may arrange
  • the instantaneous rotation center in the vicinity of the pivot shaft, the vibration of the engine (pivot shaft) is suppressed from being transmitted to the body frame of the starter.
  • the link is not provided, the present invention is not limited to this, and even when the instantaneous rotation center is disposed in the vicinity of the pivot shaft, a link is provided at the connection portion between the pivot shaft of the engine and the vehicle body frame. Also good.

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Abstract

　クランク機構と、前記クランク機構による振動を抑制するためのバランサ機構とを備え、前記クランク機構の１次慣性力および前記バランサ機構の慣性力により生じる並進力による加速度と、前記クランク機構の前記１次慣性力および前記バランサ機構の前記慣性力により生じる偶力による加速度とを調整することにより、エンジンの瞬間回転中心を所定の目標位置の近傍に配置する。

Description

明 細 書
ノ ンサ機構付きエンジン
技術分野
[0001] この発明は、クランク機構と、該クランク機構による振動を抑制するバランサ機構とを 備えたエンジンに関する。
背景技術
[0002] 従来、クランク機構と、該クランク機構による振動を抑制するためのノランサ機構と を備えたエンジンが知られている (例えば、特許文献 1参照)。
[0003] 前記特許文献 1には、クランク機構の 1次慣性力に起因する振動を小さくするため に、クランク機構の 1次慣性力に対して、逆方向で、かつ、同じ大きさの慣性力を生じ る 1軸式のノ ンサ機構を取り付けたスタータ型自動二輪車が開示されて!、る。 特許文献 1：特開 2003 - 237674号公報
発明の開示
発明が解決しょうとする課題
[0004] 前記特許文献 1に開示された構造では、クランク機構の 1次慣性力のベクトル軌跡 を円とし、バランサ機構の慣性力を、全ての位相において、クランク機構の、 1次慣性 力に対して、逆方向で、かつ、同じ大きさに設定しているので、クランク機構の 1次慣 性力およびバランサ機構の慣性力による並進力は生じない。これにより、クランク機 構の 1次慣性力およびバランサ機構の慣性力による並進力に起因する振動を抑制 することが可能である。
[0005] し力しながら、ノ ランサ軸がクランク軸力も所定の距離だけ離れた位置に配置され ているため、クランク機構の 1次慣性力およびバランサ機構の慣性力による偶力が生 じる。この偶力は、エンジンの重心を瞬間回転中心として生じるので、エンジンの重 心以外の位置では、エンジンの重心を瞬間回転中心として回動する振動が生じると いう不都合がある。そこで特許文献 1のものは、この偶力による振動が車体に伝わる のを防ぐためにリンクを介してエンジンを保持するものであった。つまり、前記特許文 献 1では、エンジンの重心以外の任意の位置においてエンジンを支持する場合に、 この位置で振動が生じるのを防ぐものではなぐ振動が車体に伝わるのをリンクによつ て防ぐものであった。即ち、エンジンの支持位置に生じる偶力に起因する振動そのも のを調整し抑制するものではな力つた。
[0006] この発明は、前記のような課題を解決するためになされたものであり、この発明の 1 つの目的は、クランク機構の 1次慣性力およびバランサ機構の慣性力により生じる偶 力に起因する振動を任意の位置で抑制することが可能なバランサ機構付きエンジン を提供することである。また他の目的は、このエンジンを搭載した自動二輪車を提供 することである。
課題を解決するための手段および発明の効果
[0007] 本願発明者等は、まず、エンジンの任意の目標位置に瞬間回転中心を位置させる ことにより目標位置での振動を抑制できることに着目した。そして前記クランク機構に より発生する 1次慣性力が回転成分と並進成分を含み、その回転成分とバランサ機 構の慣性力が釣り合って発生する偶力による加速度と、並進成分による加速度とを 調整することにより、エンジンの瞬間回転中心を目標位置に位置させることが可能で ある点に想到し、もって本発明を完成した。
[0008] 即ち、本発明の第 1の局面によるバランサ機構付きエンジンは、クランク機構と、クラ ンク機構による振動を抑制するためのバランサ機構とを備え、クランク機構の 1次慣性 力およびバランサ機構の慣性力により生じる並進力による加速度と、クランク機構の 1 次慣性力およびバランサ機構の慣性力により生じる偶力による加速度とを調整するこ とにより、エンジンの瞬間回転中心を所定の目標位置の近傍に位置させるのである。
[0009] この第 1の局面によるバランサ機構付きエンジンでは、前記のように、クランク機構 の 1次慣性力およびバランサ機構の慣性力により生じる並進力による加速度と、クラ ンク機構の 1次慣性力およびバランサ機構の慣性力により生じる偶力による加速度と を調整することにより、エンジンの瞬間回転中心を所定の目標位置の近傍に配置さ れる。そのため、瞬間回転中心が配置された所定の目標位置の近傍では、クランク 機構の 1次慣性力およびバランサ機構の慣性力による偶力に起因する振動が発生 するのが抑制される。その結果、クランク機構の 1次慣性力およびバランサ機構の慣 性力による偶力に起因する振動を任意の位置（目標位置)の近傍で抑制することが できる。
[0010] 前記第 1の局面によるバランサ機構付きエンジンにおいて、好ましくは、並進力によ る加速度と偶力による加速度とは、瞬間回転中心を配置する所定の目標位置の近傍 において、実質的に逆方向で、かつ、実質的に同じ大きさになるように調整される。こ のように構成すれば、容易に、任意の目標位置の近傍に瞬間回転中心を配置するこ とができるので、容易に、偶力に起因する振動を任意の位置の近傍で抑制すること ができる。
[0011] 前記第 1の局面によるバランサ機構付きエンジンにおいて、好ましくは、クランク機 構の 1次慣性力は、力をベクトル表示したときに 1周期分の軌跡の描く形状が所定の 楕円形状になる。このように構成すれば、一般的に真円形状のベクトル軌跡を有する ノ《ランサ機構の慣性力に対して、楕円形状のベクトル軌跡を有するクランク機構の 1 次慣性力を用いることにより、並進力成分を発生させることができる。これにより、その 並進力による加速度と、偶力による加速度とを用いて、容易に、任意の目標位置の 近傍に瞬間回転中心を配置することができる。
[0012] 前記クランク機構の 1次慣性力が所定の楕円形状を有するバランサ機構付きェンジ ンにおいて、好ましくは、クランク機構は、クランク軸を含み、バランサ機構は、ノ ラン サ軸を含み、ノ ランサ軸とクランク軸とを結ぶクランク 'バランサ直線力 エンジンの重 心と所定の目標位置とを結ぶ重心 ·目標位置直線に実質的に平行となるように配置 され、クランク機構の 1次慣性力の楕円の長軸は、クランク 'バランサ直線に実質的に 平行に配置され、バランサ機構の慣性力は、力をべ外ル表示したときに 1周期分の 軌跡の描く形状が実質的に真円形状になり、バランサ機構の慣性力の真円の直径 の大きさは、クランク機構の 1次慣性力の楕円の長軸の大きさと実質的に同一である
。このように構成すれば、所定の目標位置の近傍において、並進力による加速度と偶 力による加速度とを実質的に逆方向で、かつ、同じ大きさになるように、クランク機構 の 1次慣性力の楕円形状を制御することにより、より容易に、任意の目標位置の近傍 に瞬間回転中心を配置することができる。
[0013] 前記クランク機構の 1次慣性力が所定の楕円形状を有するバランサ機構付きェンジ ンにおいて、好ましくは、クランク機構は、カウンタウェイトをさらに含み、クランク機構 による 1次慣性力の楕円形状は、少なくともカウンタウェイトを調整することにより制御 される。このように構成すれば、カウンタウェイトの位置および重さなどを調整すること によって、容易に、クランク機構による 1次慣性力の楕円形状を所定の楕円形状に制 御することができる。
[0014] 前記第 1の局面によるバランサ機構付きエンジンにおいて、好ましくは、エンジンを 支持するためのピボット軸をさらに備え、エンジンの瞬間回転中心を配置する所定の 目標位置は、ピボット軸である。このように構成すれば、ピボット軸の近傍が振動する のを抑制することができるので、ピボット軸の振動力 エンジンを取り付ける車体フレ ームなどに伝達されるのを抑制するためのリンクを設ける必要がない。これにより、部 品点数を削減することができるとともに、軽量ィ匕を図ることができる。
[0015] 前記第 1の局面によるバランサ機構付きエンジンにおいて、ノ《ランサ機構は、 1軸式 のノ《ランサ機構である。このように構成すれば、偶力に起因する振動が発生しやすい 1軸式のノ ランサ機構を有するエンジンにおいて、容易に、任意の目標位置の近傍 における偶力に起因する振動を抑制することができる。
[0016] この発明の第 2の局面による自動二輪車は、請求項 1〜7の何れかに記載のバラン サ機構付きエンジンを備える。このように構成すれば、クランク機構の 1次慣性力およ びバランサ機構の慣性力により生じる偶力に起因する振動を任意の位置（目標位置 )の近傍で抑制することが可能な自動二輪車を得ることができる。
[0017] 上述のような構成を有するエンジンを設計するためには、 目標位置 (瞬間回転中心 )において偶力と並進力とがバランスするような所定の 1次慣性力楕円をクランク機構 が発生することが必要である。なおクランク機構による 1次慣性力楕円の主軸方向 X と長径 Aは、クランク機構の不平衡重量 (クランクアンバランス (カウンタウェイト) k'Wt )の大きさと位相を調整することにより自由に設定可能である。
[0018] これらの角度％および長径 Aは次式で求めることができる。
[0019] [数 6] 360° - ψΒ
Figure imgf000007_0001
χ = 90° - (η + ψΡ)
. ― cos η + λ · cos( - η)
οοε η + 2■ λ · cos(p - η)
(ただし はシリンダ軸線を基準としてクランク軸回転方向にとった楕円の主軸方向の角度）
[0020] そこでこの設計を行う場合には、 1次慣性力を回転成分と往復成分 (並進成分)とに 分け、回転成分力バランサの慣性力と釣り合って発生する目標位置における偶力（ モーメント）の加速度を求め、これに釣り合うためにクランク位置で必要な並進力の大 きさと方向から、往復成分の加速度と方向を決める。そしてこのような回転成分および 往復成分を持つ 1次慣性力楕円を発生するクランクの不平衡重量 (クランクアンバラ ンス）の大きさ (k)と位相 ( a )とを決め、またバランサの大きさ（k )と位相を決めるも
B
のである。
[0021] これらのクランクアンバランスの大きさ kと位相 aは次式で求めることができる。
[0022] [数 7]
k A sin x (A - l)cos x
sm、ot - χ) cos( - χ)
A
= Ύ + tan" tan x
ん ' A - l
[0023] 以上のような設計手順は結局下記の公式（11)〜（1 )を用いてクランクの 1次慣 性力楕円の主軸方向 、長径 A、 ノ ンサの大きさ k を求めることに等価であること
B
が解る。またこれらが解ればクランクの不平衡重量の大きさ (k)と位相 ( α )も非対称ク ランクの公式力 求められる。従ってこの発明のエンジンを設計するための設計装置 では、これらの演算を行うプログラムを記憶しておき、所定のパラメータを入力するこ とによりエンジン諸元を決定できるようにすればよい。このようにして目標位置での振 動を抑制したエンジンを容易に設計することができる。
[0024] [数 8]
Figure imgf000008_0001
λ 式（1 1 )
M - LP - LB
β 360° - ψΒ 式（1 2)
1 2 · λ · sin β
η =— . tan
2 1 + 2 · λ■ cos β 式（1 3) τ 90° - (η + ψΡ)
式（1 4)
cos η + λ · cos(P - η)
A
cos η + 2■ λ · cos(P - η) 式（1 5)
λ . sin(P - η)
2 · λ · sin(P— η)— sin η 式（1 5')
λ ' cos η
kR =
cos η + 2 · λ■ cos(P - η) 式（1 6)
λ■ sin η
式（1 6')
Figure imgf000008_0002
[0025] さらにまた、本発明の第 3の局面によるバランサ機構付きエンジンにおいては、クラ ンク機構の 2次慣性力による振動が目標位置力 外方に伝達されるのを低減する防 振部材を設けている。
[0026] このように目標位置に防振部材を設けたので、目標位置における 1次慣性力による 振動を軽減できるとともに、 2次慣性力による振動が目標位置力 外方に伝達される のを抑制できる。
[0027] 本発明は単気筒と等価のエンジンにおいて採用できる。なお、単気筒と等価のェン ジンとは、 1つのシリンダを有するものに限定されるものではなぐ例えば 2以上のビス トンが同位相で往復動する 2気筒（または多気筒）エンジン、クランク軸に 2つのコンロ ッドを連結した V型エンジンなどの実質的に単気筒エンジンとみなすことのできるェン ジンを含む。
[0028] 本発明のエンジンは、車両用に適しており、車両用エンジンの場合、目標位置をェ ンジンの支持点（例えばピボット軸)付近に設定すれば、この支持点力 車体フレー ムへの振動伝達が抑制できる。
[0029] 特にユニットスイング式の動力ユニットを持つスタータ型の車両（2輪、 3輪、 4輪を含 む）において、この動力ユニットを車体に揺動自在に軸支するピボット軸付近に目標 位置を設定すれば、ピボット軸付近の防振構造を簡単にすることができる。この種の 車両では動力ユニットと車体フレームとをリンクを介して連結することによって防振を 図っているものが多いが、この発明によれば、この連結部付近の振動が抑制されるの で、設計によってはリンクを省くことも可能になり、この場合には構造が簡単になるだ けでなく懸架系の剛性を増大させることができ、走行特性を向上できる。
[0030] このようなユニットスイング式のエンジンでは、クランク 'バランサ直線（クランク軸とバ ランサ軸を結ぶ直線)を重心 ·目標位置線 (重心と目標位置とを結ぶ線)と平行にして 、 目標位置 (ピボット軸位置）をクランク軸の上方又は下方に位置させることができ、車 体フレームへの搭載性が良くなる。
[0031] またこのエンジンにフートレスト（足置台）を固定した自動二輪車にぉ 、ては、このフ 一トレスト位置付近を目標位置とすることにより、フートレストから運転者の足に伝わる 振動を抑制でき、乗り心地の向上に適する。
[0032] バランサ機構はクランク機構に対して等速かつ逆転するものが一般的である力 本 発明の設計方法によればバランサ軸の回転方向がクランク軸と同方向でも成立し得 るものである。
[0033] このエンジンを設計するためには公式（11)〜（16^ )を用いればよいことが証明さ れる。従ってこの場合には単純に公式を解くことによってエンジン諸元を決められる ので、設計手順が極めて簡単になる。この公式を用いる場合に、クランク 'バランサ直 線を重心'目標位置直線と平行とし、 1次慣性力楕円の主軸を (クランク軸から)バラ ンサ軸方向とすれば、計算が極めて単純化され、この楕円の長径 Aの計算や他の設 定が簡単になる。
[0034] この設計を実行するためには、コンピュータを用いるのがよい。この場合、前記の計 算を行うためのプログラムをメモリに記憶させておき、演算手段 (CPUなど)で計算す ればよい。このプログラムには、公式（11)〜（W )による計算結果力もクランクアン ノ《ランスの位相を決めるために用いる非対称クランクバランスの公式も含めるのがよ い。
原理
[0035] 本発明の原理を説明する。図 6に示すように各パラメータを設定する。 [0036] (前提）
1軸 1次バランサ機構付きエンジンにおいて発生する 1次慣性力は次の 2つである。
[0037] (1)クランク機構の 1次慣性力：往復運動質量による 1次慣性力とクランクアンバランス
(不均衡重量）による慣性力の合力である。
[0038] (2)バランサ機構の慣性力：大きさ一定かつクランク機構の慣性力と等速で逆位相回 転する。
[0039] ノランサ機構による慣性力とクランク機構の 1次慣性力とが常に並進力として釣り合 う状態は、前記特許文献 2に従来技術として説明したように、クランクピンの対称位置 に往復運動質量 (Wt)の 50%を付加した対称 50%バランスである。この場合並進力 は完全に打ち消せる力 偶力が発生することは前記した通りである。
[0040] この偶力は目標位置 Pに、重心を軸（図 6の紙面に垂直な軸）回りの回転接線方向 、すなわち重心'目標位置方向（G— P直線）に直交する方向に加速度 a を発生させ m る（図 7)。
[0041] ここでもし重心 Gに大きさ a /M = F-k -L -L 'cos 0 ZlMの並進力をこの加速 m B B P
度 a と同じ方向で逆向きに加えることができれば、目標位置 Pで並進方向の加速度 a m
をキャンセルできることになる。従って 1次慣性力による加振がゼロになる。 m
[0042] ここに Fは往復質量による慣性力であり、また k 、 0…などは図 6に示す通りである
B
[0043] そこでこのように目標位置 Pでの加速度 a をキャンセルするために、クランク機構の m
1次慣性力を次の 2つの成分に分けることを考える。逆にこれが実現できれば目標位 置 Pでこの加速度 a をキャンセルできることが明らかになる。
m
[0044] (1)バランサ機構の慣性力と釣り合って偶力となる力（大きさ一定かつ等速でバラン サ機構の慣性力と同じ向きに回転する。以下回転成分という。 )
(2)前記偶力による加速度 a を目標位置 Pでキャンセルするための力（方向一定、大 m
きさは偶力の位相に同期して変化する。以下往復成分という。 )
以下このようなことが可能であることを証明する。今重心 G力も離れたクランク軸 こ 作用する並進力 F' σは、そのまま重心 Gに作用する並進力（F' σ )と両点 Gとじとの 距離 Lにより発生する偶力の 2つの作用を持つ。従ってこれらが目標位置 Ρに作用す る加速度 ま、
a =F- σ -cos Θ [l/M + L -L /I]
r C P
=F- σ -cos Θ [I + M-L -L ]/lM
c P
a =aとするためには
m r
F-k -L -L /I = F- σ [I + M-L -L ]/lM
B B P C P
k / Q =[I + M-L -L ]/M-L -L ≡ λ
B C P B P
この結果、 1次慣性力の回転成分の大きさ (k )を、往復成分の大きさ（ σ )のえ倍
Β
にすれば前記の仮定すなわち目標位置 Ρにお 、て偶力による加速度 a を並進力に m
よる加速度 aでキャンセルできることが解る。ここにえは λ = (F'k )/(F- σ )であり r B
、回転成分と往復成分の大きさの比である。
[0045] 以上をまとめると、次の 3つの条件を満たせばよいことを意味する。
[0046] (1)クランク機構の 1次慣性力の回転成分と往復成分の大きさの比が前記えとなるこ と。
[0047] (2)偶力が最大（および 0)の時にこれを打ち消すための往復成分も最大（および 0) となるようにクランクアンバランス (カウンタウェイト）の位相を設定すること。
[0048] (3)往復成分の力の方向は重心と目標位置を結ぶ直線 (G— P直線）に直交し、その 方向を偶力による加速度 aと逆向きにすること。
m
[0049] (1次慣性力楕円を求める）
前記の条件を満たす 1次慣性力楕円は、図 12(A)に示す非対称クランクバランス の公式 (クランクバランス力も慣性カ楕円を求める公式)を利用して求めることができ る。この公式は例えば、日刊工業新聞社発行の「機械設計」第 8卷第 9号第 43〜44 頁、に示されているのでその説明は省き、その結果だけを用いる。この結果前記公式 (11)、（12)、（13)を求めることができる。ここに公式（13)の 7?は仮想的な慣性力の 主軸方向であり、この仮想的な主軸方向 r?と本来の主軸方向 、および重心'目標 位置方向（G— P線方向）とシリンダ軸方向の角度 Ψ は、 Ψ + + 7？ =90° の関
F F
係にあるから、公式（14)の式が得られる。
[0050] なお前記本来の主軸方向 Xは、シリンダ軸方向を基準にして、クランクの回転方向 に角度をとつた慣性力の主軸方向である。また仮想的な慣性力の主軸方向 7?は、慣 性力の仮想的な往復成分 (F* σ)の方向を基準として、クランクの回転方向と逆回り に角度をとつた慣性力の主軸方向である。
[0051] (1次慣性力楕円の長径 Αおよび短径 Β、バランサの大きさ k を求める）
B
前記した非対称クランクバランスの公式により公式（15)、 (15' )が得られる。また 非対称クランクバランスの公式による長径 A、短径 Bを用いて、 1次慣性力の往復成 分の大きさ σは、
σ =k / λ =cos η /[cos η +2 λ cos ( j8— ) I
Β
= sin Ζ [2 λ sin ( β— η)— sin η ]
となる。
[0052] ところで 1次慣性力の回転成分 (F'k )は定義によりバランサの慣性力と同じ大きさ
B
である。また回転成分 (F'k )と往復成分 (F* σ)は定義により、
Β
λ = / σ、 k = λ 9 σ
Β Β
であるから、前記 σの式を用いることにより公式（16)、 (16' )が得られる。
[0053] このように求めた 1次慣性力楕円の主軸方向 χおよび主軸方向の径 Α (長径 Α)か ら、クランクバランスの方向（位相 ο;)および大きさ (k)を求めるには、図 12(B)に示す 非対称クランクバランスの公式 (慣性力楕円力 クランクバランスを求める公式)を利 用すればよい。すなわち公式（14)で求めた主軸方向％と、式（15)または（15' )よ り求めた長径 Aの値をこの非対称クランクバランスの公式に代入することによりクラン クバランスの大きさ kを求めることができる。
[0054] またバランサの方向 )については、偶力がゼロの時に 1次慣性力の往復成分も
B
ゼロになることから、「クランク機構の 1次慣性力がバランサ軸方向を向く時にクランク 軸方向を向くように」設定すればよいことは前記した通りである。このバランサの方向 a 、は計算により求めることができるが計算が繁雑になるので省く。
B
[0055] ここでクランク軸中心とシリンダ中心がクランク回転方向に δだけオフセットしている 場合の慣性力等は以下の（ 1)〜（8)に示すようになる。なお、 r：クランク半径、 1：コン ロッド長とする。
[0056] (1)1次慣性力の位相遅れ τ : r =tan i(SZl)
(2) 1次慣性力の振幅倍率 ε ={ 1+( δ/1)2 }1 2 (3) 1次' 性力の長軸方向 はオフセット無しの場合と共通
% = % =90° ~ ( η +Ψ )
0 F
(4) 1次慣性力楕円の長径 Αは振幅倍率 εだけ大きくなり、下記式で表される c
[0057] [数 9]
- r A _ P
。
Figure imgf000013_0001
[0058] (5)クランクバランスの方向（角度) aは位相遅れ τだけ小さくなる。
[0059] a = a — て = o; — Lan
(6)バランサの方向（角度） a は位相遅れてだけ大きくなる。
B
[0060] a 二 a + τ = a +tan ( o /\)
B BO BO
(7)クランクバランスの大きさ kは次の式となる。
[0061] [数 10]
k = (A-s)-cos ^ (Α-ε)- cos
cos、 。ー ) cos(a-T-x)
Figure imgf000013_0002
[0062] (8)バランサの大きさ k は振幅倍率 εだけ大きくなり、下記式で表される。
Β
[0063] [数 11]
Figure imgf000013_0003
= ε■
2- l-sin( ?-77)-sin77
図面の簡単な説明
[0064] 圆 1]本発明の第 1実施形態によるバランサ機構付きエンジンを搭載したスタータ型 自動二輪車の側面図である。
圆 2]前記バランサ機構付きエンジンの側面図である。
圆 3]前記バランサ機構付きエンジンの瞬間回転中心の配置方法を説明するための 図である。
圆 4]前記バランサ機構付きエンジンの瞬間回転中心の配置方法を説明するための 図である。 圆 5]前記バランサ機構付きエンジンの瞬間回転中心の配置方法を説明するための 図である。
圆 6]各点の位置関係と 1次慣性力楕円を説明するための図である。
圆 7]偶力による加速度を説明するための図である。
[図 8] 1次慣性力の往復成分による加速度を説明するための図である。
圆 9]本発明による設計装置の一例を示すブロック図である。
圆 10]本発明による設計手順の概要を示す図である。
圆 11]本発明による実際の設計手順を示す図である。
[図 12]非対称クランクバランスの公式を示す図である。
圆 13]本発明の第 2実施形態によるバランサ機構付きエンジンの搭載状態を示す模 式側面図である。
圆 14]前記エンジンのクランク機構を示す模式図である。
[図 15]前記エンジンのブッシュを示す模式図である。
圆 16]本発明の第 3実施形態によるバランサ機構付きエンジンの搭載状態を示す模 式側面図である。
圆 17]本発明の第 4実施形態によるバランサ機構付きエンジンの搭載状態を示す模 式側面図である。
符号の説明
1, 34 エンジン
la ピボット軸（目標位置）
lb クランク機構
lc クランク軸
lg カウンタウェイト
lh バランサ機構
li バランサ軸
22 ブッシュ (防振部材）
34 フートレスト（目標位置）
36 防振部材 Fl クランク機構の 1次慣性力
F2 バランサ機構の慣性力
L1 重心 ·目標位置直線
L2 クランク 'バランサ直線
発明を実施するための最良の形態
[0066] 〔第 1実施形態〕
図 1は、本発明の第 1実施形態によるバランサ機構付きエンジンを搭載したスタータ 型自動二輪車 (以下、「スタータ」という）の全体構造を示した側面図である。図 2は、 図 1に示したバランサ機構付きエンジンを搭載したスタータのエンジン周辺の拡大側 面図である。図 3〜図 5は、図 2に示したバランサ機構付きエンジンの瞬間回転中心 の配置方法を説明するための図である。
[0067] まず、図 1〜図 3を参照して、本発明の第 1実施形態にかかるバランサ機構付きェン ジンを搭載したスタータの構造について説明する。ノ ランサ機構付きエンジン 1 (以下 、「エンジン 1」という）を搭載したスタータ 2では、図 1に示すように、ヘッドパイプ 3によ りフロントフォーク 4の操向軸が左右回動自在に支持されている。このフロントフォーク 4の下端には、前輪 5が回転可能に取り付けられており、前記操向軸の上端には操 向ハンドル 6が取り付けられている。また、ヘッドパイプ 3の前方には、車体カバー 7が 設けられている。
[0068] 前記ヘッドパイプ 3には、車体フレーム 8の前端部が接続されている。この車体フレ ーム 8は、スタータ 2の後方まで達するように形成されており、上部フレーム 8aと、パイ プ状の下部フレーム 8bと力も構成されている。この下部フレーム 8bの前端部は、ボ ルト 9によって上部フレーム 8aに固定されており、後端部には、連結用ブラケット 10が 溶接されている。この連結用ブラケット 10は、ボルト 11によって、上部フレーム 8aに 固定されている。また、下部フレーム 8bには、図示しないブラケットを介して、ェンジ ン 1を冷却するためのラジェータ 12が取り付けられている。このラジェータ 12には、 冷却水ホース 13が取り付けられており、該冷却水ホース 13は、ノイブ状の下部フレ ーム 8bに連結されている。
[0069] 前記車体フレーム 8の上部フレーム 8aの中央部下方には、燃料タンク 14が取り付 けられており、中央部上方には、シート 15が設けられている。このシート 15の下部に は、ヘルメット（図示せず）を収納するための収納ボックス（図示せず）が設けられて!/、 る。また、シート 15とヘッドパイプ 3との間に位置するように、フットレスト 16が設けられ ている。
[0070] また、前記車体フレーム 8の後部には、ユニットスイング式エンジンユニット 1 (以下、 単にエンジン 1と記す）が上下揺動可能に枢支されている。このエンジン 1の後端部 に後輪 17が回転可能に配置されている。この後輪 17の上方には、後輪 17の上方を 覆うリャフェンダ 18が取り付けられている。また、車体フレーム 8の後端部と前記ェン ジン 1の後端部との間にはリャクッション 19が設けられている。また、前記エンジン 1 の上方には、エアクリーナ 20が設けられており、該エンジン 1の前部には、パイプ状 の下部フレーム 8bの後部に連結される冷却水ホース 21が取り付けられている。従つ てラジェータ 12とエンジン 1とは、冷却水ホース 13、パイプ状の下部フレーム 8bおよ び冷却水ホース 21からなる冷却水経路を介して接続されている。
[0071] 前記エンジン 1の伝動ケース Inの上壁には、図 2に示すように、ピボットボス部 lpが 形成され、該ボス部 lpがピボット軸 laを介して車体フレーム 8に上下揺動可能に支 持されている。
[0072] また前記エンジン 1には、ピストン Ifがシリンダ軸線方向に往復動自在に配置され、 該ピストン Ifにはコンロッド leの小端部が連結され、該コンロッド leの大端部はクラン クピン Idを介してクランク軸 lcのクランクアーム部に連結されている。これにより、ビス トン Ifの往復運動をクランク軸 lcの回転運動に変換するクランク機構 lbが構成され ている。
[0073] また前記クランク軸 lcには、該クランク軸 lcと一体的に回転するようにカウンタゥェ イト（クランクアンバランス） lgが設けられている。このカウンタウェイト lgは前記クラン クピン Idの反対側に配置されている。後述するように、このカウンタウェイト lgの大き さや配置位置等を調整することにより、該クランク機構 lbの 1次慣性力の回転成分や 並進成分が調整される。
[0074] また前記エンジン 1には、クランク機構 lbによる振動を抑制するための 1軸式のバラ ンサ機構 lhが設けられている。このバランサ機構 lhは、バランサ軸 liと、該バランサ 軸 liと一体的に回転するバランサウェイト ljとを備えている。
[0075] ここで、本実施形態では、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1 (図 3参照）およびバラン サ機構 lhの慣性力 F2 (図 3参照）による振動が発生しない瞬間回転中心を、ピボット 軸 laに配置している。このため、本実施形態では、ピボット軸 laにクランク機構 lbの 1次慣性力 F1およびバランサ機構 lhの慣性力 F2による振動が生じないので、ピボッ ト軸 laの振動が車体フレーム 8に伝達されるのを抑制するためのリンクを設けていな い。したがって、本実施形態では、エンジン 1のピボット軸 laは、リンクを介することな く、直接車体フレーム 8に支持されている。
[0076] また、本実施形態では、瞬間回転中心をピボット軸 laに配置するための方法として 、瞬間回転中心を配置すべき目標位置 (ピボット軸 la)において、クランク機構 lbの 1 次慣性力 F1およびバランサ機構 lhの慣性力 F2により生じる並進力による加速度と 、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1およびバランサ機構 lhの慣性力 F2により生じる偶 力による加速度とが釣り合う（相殺される）ようにする方法を用いる。
[0077] この場合、本実施形態では、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1およびバランサ機構 1 hの慣性力 F2による並進力成分を発生させるために、カウンタウェイト lgの位置およ び重さなどを調整することによって、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1を、力をベクトル 表示したときに 1周期分の軌跡の描く形状が所定の楕円形状になるように制御してい る。また、バランサウェイト ljの位置および重さなどを調整することによって、バランサ 機構 lhの慣性力 F2を、力をべ外ル表示したときに 1周期分の軌跡の描く形状が所 定の大きさの真円形状になるように制御して 、る。
[0078] 以下、前記した瞬間回転中心を所定の目標位置 (ピボット軸 la)の近傍に配置する ための方法について、図 2〜図 5を参照して詳細に説明する。まず、本実施形態では 、ノランサ機構 lhのバランサ軸 liの軸中心 lkは、図 3に示すように、クランク機構 lb のクランク軸 lcの軸中心 11に対して、ピボット軸 laの軸中心 lmとエンジン 1の重心 G とを結ぶ重心'目標位置直線 L1に平行になるように配置されている。また、バランサ 機構 lhのバランサ軸 liの軸中心 lkは、クランク機構 lbのクランク軸 lcの軸中心 11に 対して、ピボット軸 laの軸中心 lmからエンジン 1の重心 Gに向力う方向に所定の間 隔を隔てて配置されている。 [0079] また、クランク機構 lbの 1次慣性力 Flの楕円 SIの長軸は、クランク軸 lcの軸中心 1 1とバランサ軸 liの軸中心 lkとを結ぶクランク 'バランサ直線 L2上に配置されている。 また、ノ《ランサ機構 lhの慣性力 F2の真円 S2の直径の大きさは、クランク lbの 1次慣 性力 F1の楕円 S1の長軸の大きさと同一になるように構成されている。また、バランサ 機構 lhの慣性力 F2の方向は、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1の方向に対して逆方 向（逆位相）になるように構成されている。
[0080] ここで、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1の楕円 S1の長軸と短軸との比率を長軸:短 軸 =A: (1— A)とし、ピストン If (図 2参照)の往復運動質量による慣性力を F[N]と すると、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1の楕円 S1の長軸の半径および短軸の半径 は、それぞれ、 AX F[N]および（1— A) X F[N]となることが知られている。
[0081] まず、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1の楕円 S1の長軸と短軸との比率 Aを導出す る。この場合、クランク軸 lcの軸中心 11とバランサ軸 liの軸中心 lkとを結ぶクランク' ノ ランサ直線 L2に垂直な方向および平行な方向を、それぞれ、 E1方向および E2方 向とする。また、エンジン 1の質量を M [kg]とし、エンジン 1の慣性モーメントを I [kg- m2 ]とする。また、エンジン 1の重心 Gからピボット軸 laの軸中心 lmまでの距離を p [ m]、エンジン 1の重心 Gを通る El方向に平行な直線 L3からバランサ軸 liの軸中心 1 kまでの距離を b [m]、直線 L3からクランク軸 lcの軸中心 1ほでの距離を c[m]とする
[0082] 図 3に示すように、クランク軸 lcの軸中心 11とバランサ軸 liの軸中心 lkとを結ぶクラ ンク 'バランサ直線 L2に対して、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1の角度を 0 [rad]と すると、バランサ機構 lhの慣性力 F2の角度は、 π + Θ [rad]となる。このとき、クラン ク lbの 1次慣性力 F1の E1方向の成分 F1 および E2方向の成分 F1 は、それぞれ
El E2
、 F1 = (1— A) X Fsin 0 [N]および Fl =AX Fcos θ [N]となる。また、バランサ
El E2
機構 lhの慣性力 F2の E1方向の成分 F2 および E2方向の成分 F2 は、それぞれ、
El E2
F2 =AX Fsin( + Θ ) [Ν]および F2 =A X FCOS ( + θ ) [Ν]となる。
El E2
[0083] また、ピボット軸 laにおける加速度を、 E1方向と E2方向とに分けて考える。まず、 ピボット軸 laにおける E1方向の加速度について考える。
[0084] エンジン 1の重心 Gとピボット軸 laの軸中心 lmとを結ぶ重心'目標位置直線 L1か らクランク軸 lcの軸中心 11およびバランサ軸 liの軸中心 lkまでの距離を l[m]とする と、ピボット軸 laの軸中心 lmにおける重心 Gを中心とする偶力によるモーメント Nは、 次の式（1)のように表わされる。
[0085] N=F1 X1+F2 Xl+Fl Xc+F2 Xb
E2 E2 El El
=AXFcos Θ X1+ AXFCOS( + Θ ) Xl+ (l—A) XFsinQ Xc+AXFsin( π + 0) Xb ·'··(1)
ここで、 cos( π + 0 ) =— cos 0、 sin( π + 0 ) =— sin 0であるから、前記式（1)は 、次の式（2)のように表わされる。
[0086] N=AXFcos Θ Xl-AXFcos Θ Xl+ (1— A) XFsin 0 Xc— AXFsin0 Xb
N=(l-A) XFsinQ Xc-AXFsin0 Xb (2)
また、ピボット軸 laの軸中心 lmにおけるエンジン 1の重心 Gを中心とする偶力によ る E1方向の加速度および角加速度を、それぞれ、 al[mZs2]および j8 [radZs2]と すると、偶力による E1方向の加速度 alおよび角加速度 |8は、それぞれ、次の式（3) および式 (4)のように表わされる。
[0087] al=pX β ·…（3)
Figure imgf000019_0001
前記式（2)より、前記式 (4)は、次の式（5)のように表わされる。
[0088] j8 ={(1-A) XFsinQ Xc— AXFsin6 Xb}/I-- (5)
前記式（3)および式（5)より、 E1方向の偶力による加速度 alは、次の式（6)のよう に表わされる。
[0089] al=pX β
=ρΧ{(1— A) XFsinQ Xc— AXFsin6 Xb}/I--- (6)
また、ピボット軸 laの軸中心 lmにおける El方向の並進力による加速度 a2は、次の 式（7)のように表わされる。
[0090] a2=(Fl +F2 )/M
El El
= {(1-A) XFsinQ +AXFsin(w + Θ )}/M
= {(1-A) XFsinQ -AXFsinQ }/M
= (1-2A) XFsin0/M · · · · (7) ここで、ピボット軸 laを、エンジン 1の瞬間回転中心とするためには、偶力による加 速度 alと並進力による加速度 a2とを逆方向にし、かつ、同じ大きさにすることにより、 E1方向における偶力による加速度 alと並進力による加速度 a2とが釣り合う（相殺さ れる）ようにする必要がある。すなわち、 al+ a2 = 0を満たす必要があるので、前記式 (6)および（7)より次の式のようになる。
[0091] al + a2=pX{(l-A) XFsinQ Xc— AXFsin0 Xb}/I+(1-2A) XFsinQ /M = 0
これを整理すると次の式のようになる。
[0092] FsinQ [ρΧ{(1— A) Xc-AXb}/l+ (1~2A)/M] =0
このとき、 F≠0であるから、
sin0 [ρΧ{(1— A) Xc-AXb}/l+(l-2A)/M]=0
となる。ここで、 sin0≠0(θ≠0、 πの場合）のときは、次の式（8)を満たす。
[0093] pX{(l-A) Xc-AXb}/l+(l-2A)/M = 0 · · (8)
前記式 (8)を整理することによって、瞬間回転中心をピボット軸 laに配置する場合 の、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1の楕円 S1の長軸と短軸との比率 Aを示す次の 式（9)が導かれる。
[0094] A=(MXpXc+l)/{MXp(b + c)+2l} · · · · (9)
前記式（9)を満たすクランク lbの 1次慣性力 F1の楕円形状を有するエンジン 1では 、エンジン 1の瞬間回転中心をピボット軸 laの近傍に配置することが可能になるので 、本実施形態によるエンジン 1では、ピボット軸 laが振動するのを抑制することが可能 になる。
[0095] また、 sin 0 =0( 0 =0、 πの場合）（図 4および図 5参照）のときは、加速度 a 1およ び a2は、前記式（6)および（7)より、それぞれ、 al = 0および a2 = 0となるので al + a 2 = 0を満たす。この場合も、ピボット軸 laが E1方向に振動するのを抑制することが 可會 になる。
[0096] 次に、ピボット軸 laにおける E2方向の加速度について考える。ピボット軸 laをェン ジン 1の瞬間回転中心とするためには、ピボット軸 laの軸中心 lmにおける E2方向の 偶力による加速度 a3 [mZs2 ]と、ピボット軸 laの軸中心 lmにおける E2方向の並進 力による加速度 a4[mZs2]とを逆方向にし、かつ、同じ大きさにすることにより、 E2方 向における偶力による加速度 a3と並進力による加速度 a4とが釣り合う（相殺される）よ うにする必要がある。すなわち、 a3 + a4 = 0を満たす必要がある。ここで、ピボット軸 1 aの軸中心 lmにおけるエンジン 1の重心 Gを中心とする偶力の E2方向の成分は 0で あるから、 a3 = 0である。また、 E2方向の並進力による加速度 a4は、次の式（10)の ように表わされる。
[0097] a4= (Fl +F2 )/M
E2 E2
= {AXFcos Θ +AXFcos + Θ ) }/Μ
= {AXFcos θ -AXFcos θ }/Μ
=0 · ' · · (10)
これにより、 a3 + a4 = 0を満たすので、ピボット軸 laが E2方向に振動するのを抑制 することが可能になる。
[0098] 前記のように、クランク lbの 1次慣性力 F1の楕円 S1が前記式（1)を満たすときは、 ピボット軸 laは、エンジン 1の瞬間回転中心となるので、ピボット軸 laが振動するのを 抑制することが可能になる。
[0099] なお前記式 (I)は前記公式（15)、（15^ )と同じである。すなわち図 3に示す
実施例では ΨΒ=180° 、 j8 =360° — ΨΒ=180° 、 r? =90° になるから、公式
(15' )は下記のようになる。
[0100] [数 12] 2λ + 1
一 I + M Lp -Lc 一
Figure imgf000021_0001
(M · p■ c + I)
M · p(b + c) + 21
[0101] となり、前記式 (I)となるものである。ここでこの Aを変形するにあたって、図 6と図 3を 対比することにより解るように、 L =p、L =c、L -L =bの関係を用いた。
P C C B
[0102] 本実施形態によるスタータ 2では、前記のように、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1お よびバランサ機構 lhの慣性力 F2により生じる並進力による加速度と、クランク機構 1 bの 1次慣性力 Flおよびバランサ機構 lhの慣性力 F2により生じる偶力による加速度 とを調整することにより、エンジン 1の瞬間回転中心をピボット軸 laに配置した。その ため瞬間回転中心が配置されたピボット軸 laの近傍では、クランク機構 lbの 1次慣 性力 F1およびバランサ機構 lhの慣性力 F2による偶力に起因する振動が発生する のを抑制することができるので、ピボット軸 laの近傍で、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1およびバランサ機構 lhの慣性力 F2による偶力に起因する振動を抑制することが できる。
[0103] これにより、ピボット軸 laの振動力 スタータ 2の車体フレーム 8などに伝達されるの を抑制するためのリンクを設ける必要がない。その結果、部品点数を削減することが できるととも〖こ、軽量化を図ることができる。この場合、エンジン 1を車体フレーム 8に 強固に支持することができるので、操縦安定性を向上させることができる。
[0104] また、エンジン 1の瞬間回転中心をピボット軸 la以外の所定の目標位置に配置する ようにすれば、瞬間回転中心が配置された所定の目標位置の近傍では、クランク機 構 lbの 1次慣性力 F1およびバランサ機構 lhの慣性力 F2による偶力に起因する振 動は発生しな 、ので、任意の位置（目標位置)の近傍で、クランク 1機構 bの 1次慣性 力 F1およびバランサ機構 lhの慣性力 F2による偶力に起因する振動を抑制すること ができる。
また、本実施形態では、並進力による加速度と偶力による加速度とを、瞬間回転中 心を配置するピボット軸 laにおいて、逆方向で、かつ、同じ大きさになるように調整す ることによって、容易に、ピボット軸 laの近傍に瞬間回転中心を配置することができる ので、容易に、偶力に起因する振動をピボット軸 laの近傍で抑制することができる。
[0105] また、本実施形態では、クランク機構 lbの 1次慣性力 F1を、力をベクトル表示したと きに 1周期分の軌跡の描く形状が所定の楕円形状 (前記式 (9)を満たす楕円形状） になるように構成することによって、真円形状のバランサ機構 lhの慣性力 F2に対す る楕円形状のクランク機構 lbの 1次慣性力 F1により、並進力成分を発生させることが できるので、その並進力による加速度と、偶力による加速度とを用いて、容易に、ピボ ット軸 laの近傍に瞬間回転中心を配置することができる。
[0106] また、本実施形態では、バランサ軸 liの軸中心 lkを、クランク軸 lcの軸中心 11に対 して、ピボット軸 laの軸中心 lmとエンジン 1の重心 Gとを結ぶ重心'目標位置直線 L 1に平行であり、ピボット軸 laの軸中心 lmからエンジン 1の重心 Gに向力う方向に所 定の間隔を隔てて配置するとともに、クランク lbの 1次慣性力 F 1の楕円 S1の長軸を 、クランク軸 lcの軸中心 11とバランサ軸 liの軸中心 lkとを結ぶクランク 'バランサ直線 L2に平行に配置し、ノ《ランサ機構 lhの慣性力 F2を、力をベクトル表示したときに 1 周期分の軌跡の描く形状が真円形状になるように制御し、かつ、バランサ機構 lhの 慣性力 F2の真円 S 2の直径の大きさを、クランク機構 lbの 1次慣性力 F 1の楕円 S 1の 長軸の大きさと同一にすることによって、ピボット軸 laの近傍において、並進力による 加速度と偶力による加速度とを逆方向で、かつ、同じ大きさになるようにクランク機構 lbの 1次慣性力 F1の楕円形状を制御することにより、容易に、ピボット軸 laの近傍に 瞬間回転中心を配置することができる。
また、本実施形態では、クランク機構 lbによる 1次慣性力 F1の楕円形状を、カウン タウエイト lgを調整することにより制御するようにしたので、カウンタウェイト lgの位置 および重さなどを調整することにより、容易に、クランク lbによる 1次慣性力 F1の楕円 形状を所定の楕円形状に制御することができる。
[0107] また、本実施形態では、バランサ機構 lhを、 1軸式のバランサ機構 lhにすることに よって、偶力に起因する振動が発生しやすい 1軸式のバランサ機構 lhを有するェン ジン 1において、容易に、ピボット軸 laの近傍における偶力に起因する振動を抑制す ることがでさる。
[0108] 次にこの発明によりエンジンを設計する設計装置を説明する。図 9はこの設計装置 の概要を示すブロック図、図 10はその動作すなわち演算手順の概念を示す図、図 1 1は実際の演算手順を示す図である。図 10の手順は請求項 16に示した設計手順に 対応する。また図 11の手順は請求項 17の手順に対応する。図 9において符号 50は 演算手段となるコンピュータである CPU、 52は演算プログラムなどを記憶させたメモ リ、 54は入力手段、 56は出力手段である。
この発明によれば請求項 17に示した手順により設計することができるから、この設 計に用いる公式（11)〜（W )、非対称クランクバランスの公式などを予めメモリ 52 に記憶させておく。入力手段 54からはエンジンの設計に必要な諸元、すなわちクラ ンク C、バランサ B、重心 G、 目標位置 Pの配置、その他図 6に示した M、I、L 、L 、L
P B
、 Ψ 、 Ψ などを入力する（図 10、 11のステップ S100)。
C B F
[0109] 次に目標位置 Pにおける偶力の加速度 a を求め（図 10,ステップ S102)、さらにこ
m
の加速度 a と釣り合うクランク位置での並進力 aを求める（図 10,ステップ S104)。
m r
そしてこれら a と aを合成することにより 1次慣性力楕円を求める（図 10,ステップ S1
m r
06)。
[0110] この 1次慣性力楕円を求めることは、前記公式（11)〜（1 ）を用いて、主軸方向
%と長径 Aを求めることに等価であるから、実際の演算では公式（14)、（15)によりこ れらを求める（図 11,ステップ S106A)。
[0111] このように 1次慣性力楕円が決まれば非対称クランクバランスの公式を用いて、この ような楕円を発生させるためのクランクアンバランスの大きさ k、位相 aを求める（図 10 のステップ S108,図 11のステップ S108A)。そして最後にバランサの位相を求める（ 図 10, 11のステップ3110)。
[0112] このバランサの位相は計算により求めることが勿論可能であるから、この計算式をメ モリ 52に予め記憶させておけばこれを用いて求めることができるのは勿論である。こ の計算は結局 1次慣性力がバランサ軸を向く時にバランサの慣性力がクランク軸を向 くようにバランサの位相を決めることと等価である (ステップ S110)。なおバランサの大 きさ k は主軸方向 と長径 Aを求める際に同時に計算される (ステップ S106A)。以
B
上のようにして求めた演算結果は出力手段 56に出力する (ステップ S 112)。
[0113] 以上の説明では 1次慣性力楕円を求めてから (ステップ S106, S106A)、クランク アンバランスの大きさ kと位相 αを求めている力 これらの計算順序はこれに限られる ものではない。例えば公式（11)〜（W )と共に非対称クランクバランスの公式をメ モリ 52に記憶しておき、必要な演算を一度の計算で行うことが可能である。この場合 計算順序は問題でない。またバランサの位相も計算で決めることができるから、この 計算式をメモリ 52に記憶して演算してもよい。
[0114] 〔第 2実施形態〕
前記第 1実施形態では、ュ-ットスイング式エンジン 1の伝動ケース Inの上壁に設 けたピボットボス部 lpをピボット軸 laにより上下揺動自在に枢支し、該ピボットボス軸 laに瞬間回転中心を位置させた場合を説明した。
[0115] しかし本発明では、瞬間回転中心ひいてはピボット軸の配置位置は前記第 1実施 形態における位置に限定されるものではなぐ自由に設定可能である。
[0116] 図 13〜図 15はピボット軸を伝動ケースの下側に配置した第 2実施形態を説明する ための図である。図 13において、伝動ケース Inの下縁前部にピボットボス部 lp' が 形成され、該ピボットボス部 lp' はピボット軸 laを介して車体フレーム部材 8bに固着 された懸架ブラケット 8cにより上下揺動可能に支持されている。
[0117] 本実施形態では、クランク機構 lbの 1次慣性力に関する瞬間回転中心が前記ピボ ット軸 laに位置するように、クランク機構 lbのカウンタウェイトゃバランサ機構 lhのバ ランサウェイトの大きさや位置が調整されて 、る。
[0118] 一方、前記クランク機構 lbにおいてクランク軸 lcが回転することにより 2次慣性力 F が発生し、これによる振動が発生する。ただし、この 2次慣性力 Fによる振動は前記し た 1次慣性力による振動に比較すれば許容可能の大きさであるため、前記第 1実施 形態では 2次慣性力による振動対策は講じられて!/ヽな!ヽ。
[0119] 本第 2実施形態では、スタータ等において近年より強く求められている快適性向上 の要請に、より一層確実に応えるために、前記 2次慣性力による振動についても対応 している。
[0120] 即ち、本第 2実施形態では、前記伝動ケース Inの下縁前部に形成されたピボットボ ス部 lp' を支持するピボット軸 laを、 1次慣性力に関する瞬間回転中心とすることに より該 1次慣性力による振動を抑制し、さらに 2次慣性力により前記ピボット軸 laに伝 達された振動が外部に放出されるのを弾性部材製のブッシュ 22により軽減するように 構成されている。
[0121] 前記ブッシュ 22は、金属製の内筒 22aと外筒 22bとの間にゴム等の弾性部材 22c を焼き付け固定したものである。そして前記弾性部材 22cには一対の肉抜き孔 22d, 22dが形成されている。このブッシュ 22は、前記肉抜き孔 22d, 22dの配置方向が後 述する 2次慣性力による加速度 aの方向に一致するように前記ピボットボス部 lp' と ピボット軸 laとの間に介在される。これにより、前記加速度 aの方向の弾性力が他の 方向の弾性よりも小さくなつている。 [0122] ここで、前記クランク機構 lbにおける 2次慣性力 Fによりピボット軸 la部分に作用す る加速度 aを求める。
[0123] まず、前記クランク機構 lbを模式的に示す図 14において、 m =往復質量、て=ク ランク半径、 ω=クランク角速度、 Θ =クランク位相、 λ=連かん比 (PZr)、p =コン ロッド長さ、 1=慣性モメント、 M =エンジン質量、とする。
[0124] また、図 13において、 F=2次慣性力、 a= 2次慣性力によりピボット軸 laに作用す る加速度、 8 =シリンダ軸線 C力もエンジン重心 Gまでの距離、 h=エンジン重心 Gか ら 2次慣性力に関する瞬間回転中心 Dまでの距離、 n=前記瞬間回転中心 D力 ピ ボット軸 laまでの距離、 j =エンジン重心 G力 ピボット軸 laまでの距離、 Φ =三角形 la'G'Dの頂角、 β =前記瞬間回転中心 D廻りの角速度、とする。
[0125] 前記加速度 aは以下の式（17)により求められる。
[0126] a=nX β (17)
また、前記 2次慣性力 F等は以下の式により求められる。
[0127] F=m XrX ω" Xcos(2 θ)/λ,
β =FXg/I
η= [j2 Xh2-2 jhXcos( ) ]12
Figure imgf000026_0001
本第 2実施形態では、ピボット軸 la又はこれの近傍において、並進力による加速度 と偶力による加速度とが逆方向で、かつ、同じ大きさになるようにクランク機構 lbの 1 次慣性力 F1の楕円形状及びバランサ機構 lhの慣性力 F2の円形状が制御されてい る。これにより、クランク機構 lbの 1次慣性力による振動がピボット軸 laから車体フレ ーム 8に伝達されるのを抑制している。
[0128] また前記ピボット軸 laとピボットボス部 lp' との間又は、ピボット軸 laとブラケット 8c との間に前記ブッシュ 22を介在させることにより、前記 2次慣性力による加速度 aひい ては振動を軽減でき、かつエンジン 1の車体への支持については必要な強度を確保 でき、走行安定性を確保できる。
[0129] ここで前記 2次慣性力 Fはシリンダ軸線 Cと一致しており、また前記加速度 aは、シリ ンダ軸線 Cひいては加速度 aと略同じ方向を向いている。そのため前記ブッシュ 22は 、前記弾性力の小さい方向がシリンダ軸線 cと略同じ方向を向くように配設されてい る。なお、図 13においては、加速度 aがシリンダ軸線 Cに対して比較的大きな角度を なしている力 これは作図上の都合によるものである。即ち、 2次慣性力に関する瞬 間回転中心 Dがシリンダ軸線 C力 遠ざ力るほど前記加速度 aはシリンダ軸線 Cの向 きに近づくのであるが、図 13では、この瞬間回転中心 Dを、用紙の大きさに制限があ るために、実際より大幅にシリンダ軸線 Cに近い位置に記載せざるを得ず、その結果 、加速度 aとシリンダ軸線 Cとが前記のように比較的大きな角度で交叉することとなつ たものである。
[0130] 〔第 3実施形態〕
前記第 2実施形態では、防振部材として弾性力の強さに方向性を持たせたブッシュ を採用した場合を説明したが、本発明の防振部材には各種の変形例が採用可能で ある。図 16は防振部材としてリンク部材を採用した第 3実施形態を説明するための図 であり、図 13と同一符号は同一又は相当部分を示す。
[0131] 車体フレーム部材 8bに固定されたブラケット 8dに、防振部材を構成するリンクプレ ート 37が軸受 37aと弾性部材カもなる取付ブッシュ 37bを介して取り付けられている 。取付ブッシュ 37bは弾性力の強さに方向性を有しない通常のものであり、例えば図 15に示すブッシュ 22において肉抜き孔 22dを有しないものが採用可能である。従つ て前記リンクプレート 37はブッシュ 22の弾性力によってその中立位置（ブッシュ 22の 軸心）に向けて付勢されている。このようにして前記リンクプレート 37は、軸受 37aを 中心に、取付ブッシュ 37bの弾性変形量に応じて回動可能となっている。そして前記 リンクプレート 37の先端部によりピボット軸 laを介してエンジン 1が上下揺動可能に 支持されている。
[0132] 本第 3実施形態では、前記 2次慣性力による加速度 aの方向はシリンダ軸線 Cの方 向と略同じ向きになっている。これは前記第 2実施形態と同様である。そして前記リン ク 37は、前記加速度 aの方向と、軸受 37aを中心とするピボット軸 laの回動方向とが 一致するように、構成されている。
[0133] 従って本第 3実施形態では、 2次慣性力による加速度 aに対して、リンクプレート 37 が軸受 37aを中心に取付ブッシュ 37bの弾性変形の範囲において、かつ正確に回 動するので、 2次慣性力による振動が外方に伝達されるのをより一層確実に防止でき る。
[0134] また、前記リンクプレート 37は前記軸受 37aを中心とする回動のみが許容され、他 の方向への移動は阻止されているので、エンジン 1の支持を確実に行なうことができ 、走行安定性の向上に寄与できる。
[0135] なお、前記第 3実施形態では、ブッシュ 22によってリンクプレート 37をその中立位 置に付勢した力 本発明では、リンクプレートをブッシュ以外の例えばパネ部材によ つて中立位置に付勢しても良!、。
[0136] 〔第 4実施形態〕
前記第 1〜第 3実施形態では、エンジン 1を車体フレームに対してピボット軸廻りに 揺動可能に支持した例を説明したが、本発明は、エンジンを車体フレームに固定的 に搭載した場合にも適用できる。
図 17は本発明の第 3実施形態を説明するための模式図であり、同図において、図 1〜図 16と同一符号は同一又は相当部分を示す。
[0137] 本実施形態にかかる自動二輪車 30は、クレードル型の車体フレーム 31を有する。
この車体フレーム 31の前端に形成されたヘッドパイプ 31aによってフロントフォーク 4 が左右に操向可能に支持され、また後部に形成されたリャアームブラケット部 31bに よりリャアーム 32がピボット軸 33を介して上下揺動可能に枢支されている。該リャァ ーム 32の後端部に後輪 17が軸支されている。
[0138] そして前記車体フレーム 31の中央部には、 V型 2気筒エンジン 34が搭載されてい る。該エンジン 34では、前，後のシリンダボディ 34a, 34b内に挿入配置された前，後 のピストンが前，後のコンロッドを介してクランク軸の共通のクランクピンに連結されて いる。なお、本実施形態における V型 2気筒エンジンの場合、クランク軸を通り、 Vバ ンクを二等分する直線の方向又はこれに垂直の方向に 2次慣性力 Fが作用すること から、該二等分線をシリンダ軸線 Cと考える。
[0139] 前記エンジン 34は、車体フレーム 31に形成された複数の懸架ブラケット部 31cを 介して該車体フレーム 31に直接、つまり弾性部材を介在させることなく固定されてい る。即ち、本第 3実施形態では、エンジン 34と車体フレーム 31とは全体として 1つの 剛体をなすように結合されている。従って、本実施形態では、クランク機構による振動 等を考える場合のエンジン質量 Mとは、エンジン 34及びこれと剛結された車体フレ ーム 31の質量を合算したものとなる。
[0140] また前記車体フレーム 31の下部左，右にはライダが足を載置する左，右のフートレ スト 35が固定されている。このフートレスト 35には、振動吸収のためのゴム等の弾性 部材力 なるダンバ 36が装着されている。このダンバ 36は、前記第 2実施形態と同 様に、クランク機構 lbの 2次慣性力による加速度 aの方向における弾性力が他の方 向における弾性力より小さくなるように構成されている。なお、本第 3実施形態におけ る加速度 aは前記第 2実施形態における加速度 aと同じ式により求められる。
[0141] 本第 4実施形態では、クランク機構による 1次慣性力に基づく瞬間回転中心を配置 する目標位置として、前記フートレスト 35が選択されている。即ち、前記フートレスト 3 5がクランク機構 lbの 1次慣性力による瞬間回転中心となるように、クランク機構の力 ゥンタウエイトゃバランサ機構のノ《ランサウェイトの大きさや位置が調整されて 、る。従 つて、フートレスト 35又はこれの近傍において、前記並進力による加速度と偶力によ る加速度とが逆方向で、かつ、同じ大きさになるようにクランク機構 lbの 1次慣性力 F 1の楕円形状及びバランサ機構の慣性力 F2の円形状が制御されている。これにより 、クランク機構の 1次慣性力による振動が車体フレームに伝達されるのが抑制されて いる。
[0142] さらに本第 4実施形態では、 2次慣性力により前記フートレスト 35に生じる振動がラ イダに伝わるのを抑制するために、フートレスト 34にダンバ 36を装着している。そして このダンバ 36は、前記 2次慣性力による加速度 aの方向における弾性力が他の方向 の弾性力より小さくなるように構成されているので、 2次慣性力による振動がライダに 伝わるのを抑制できる。
[0143] なお、前記第 1〜第 4実施形態は、すべての点で例示であって制限的なものではな い。本発明の技術的範囲は、前記した実施形態の説明ではなく特許請求の範囲に 基づいて判断され、さらに特許請求の範囲と均等の意味および範囲内でのすべての 変更が含まれる。
[0144] 例えば、前記実施形態では、自動二輪車の一例としてスタータ型自動二輪車及び v型エンジンを車体フレームに直結した例を示した力 本発明の適用範囲はこれに 限らず、バランサ機構付きエンジンを備えた自動二輪車であれば、前記以外の自動 二輪車にも適用可能である。
[0145] また、前記実施形態では、ノ ランサ機構付きエンジンを自動二輪車に取り付けた例 を示したが、本発明はこれに限らず、ノ《ランサ機構付きエンジンを他の乗り物、機械 および装置などに取り付けてもよい。
[0146] また、前記実施形態では、エンジンの瞬間回転中心をピボット軸又はフートレスト又 はこれらの近傍に配置した例を示した力 本発明はこれに限らず、エンジンの瞬間回 転中心を他の部分に配置してもよい。
[0147] また、前記実施形態では、バランサ軸を、クランク軸に対して、ピボット軸力もェンジ ンの重心に向力う方向に配置するとともに、クランク機構の 1次慣性力の楕円の長軸 を、クランク軸とバランサ軸とを結ぶ直線に実質的に平行に配置した例を示したが、 本発明はこれに限らず、ノ《ランサ軸を、クランク軸に対して、エンジンの重心力もピボ ット軸に向力う方向に配置してもよい。この場合、クランクの 1次慣性力の楕円の短軸 を、クランク軸とバランサ軸とを結ぶ直線に実質的に平行に配置すればよい。
[0148] また、前記実施形態では、瞬間回転中心をピボット軸の近傍に配置することによつ て、エンジン（ピボット軸）の振動がスタータの車体フレームに伝達されるのを抑制す るためのリンクを設けない例を示したが、本発明はこれに限らず、瞬間回転中心をピ ボット軸の近傍に配置した場合にも、エンジンのピボット軸と車体フレームとの連結部 にリンクを設けてもよい。

Claims

請求の範囲
[1] クランク機構と、
前記クランク機構による振動を抑制するためのノ ランサ機構とを備え、
前記クランク機構の 1次慣性力および前記バランサ機構の慣性力により生じる並進 力による加速度と、前記クランク機構の前記 1次慣性力および前記バランサ機構の前 記慣性力により生じる偶力による加速度とを調整することにより、エンジンの瞬間回転 中心を所定の目標位置の近傍に配置することを特徴とするバランサ機構付きェンジ ン。
[2] 請求項 1にお!、て、前記並進力による加速度と前記偶力による加速度とは、前記瞬 間回転中心を配置する前記所定の目標位置の近傍において、実質的に逆方向で、 かつ、実質的に同じ大きさになるように調整されることを特徴とするバランサ機構付き エンジン。
[3] 請求項 2において、前記クランク機構の前記 1次慣性力は、力をベクトル表示したと きに 1周期分の軌跡の描く形状が所定の楕円形状になることを特徴とするバランサ機 構付きエンジン。
[4] 請求項 3において、前記クランク機構は、クランク軸を含み、
前記バランサ機構は、バランサ軸を含み、
前記バランサ軸は、該バランサ軸と前記クランク軸とを結ぶクランク 'バランサ直線が 、前記エンジンの重心と前記所定の目標位置とを結ぶ重心'目標位置直線と実質的 に平行になるように配置され、
前記クランク機構の前記 1次慣性力の楕円の長軸は、前記バランサ'クランク直線 に実質的に平行になるよう配置され、
前記バランサ機構の前記慣性力は、力をベクトル表示したときに 1周期分の軌跡の 描く形状が実質的に真円形状になり、
前記バランサ機構の前記慣性力の真円の直径の大きさは、前記クランク機構の前 記 1次慣性力の前記楕円の長径の大きさと実質的に同一であることを特徴とするバラ ンサ機構付きエンジン。
[5] 請求項 3又は 4において、前記クランク機構は、カウンタウェイトをさらに含み、 前記クランク機構による前記 1次慣性力の前記楕円形状は、少なくとも前記カウンタ ウェイトを調整することにより制御されることを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[6] 請求項 1な 、し 5の何れかにお 、て、前記エンジンを支持するためのピボット軸をさ らに備え、
前記エンジンの前記瞬間回転中心を配置する前記所定の目標位置は、前記ピボッ ト軸であることを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[7] 請求項 1な 、し 6の何れかにお 、て、前記バランサ機構は、 1軸式のバランサ機構 であることを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[8] 請求項 1な 、し 7の何れかに記載のバランサ機構付きエンジンを備えたことを特徴と する自動二輪車。
[9] クランク軸を含むクランク機構と、
ノランサ軸を含むバランサ機構とを備え、
前記クランク軸の回転により発生する 1次慣性力が、大きさ一定で回転する回転成 分と、方向一定で前記クランク軸の回転に伴って大きさが変化する並進成分を含み、 前記クランク軸の回転により発生する 1次慣性力の回転成分が前記バランサ軸の回 転によって発生する慣性力と釣り合って発生する偶力による加速度と、前記クランク 軸の 1次慣性力の並進成分による加速度とが、所定の目標位置で互いに実質的に 逆向きかつ実質的に同じ大きさとなることを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[10] 請求項 9において、前記クランク軸の回転により発生する 1次慣性力の回転成分と 並進成分の大きさの比 λが、
λ = [I + M-L -L ]/[M-L -L ]
P C P B
(但し、 Mはエンジンの質量、 Iは慣性モーメント、 Lpは目標位置と重心との距離、 L はクランク軸とバランサの軸間距離、 L は重心'目標位置方向のクランク軸と重心
B C
間の距離）
であり、前記回転成分が前記バランサ機構の慣性力と釣り合って発生する偶力が最 大の時に並進成分も最大となり、その偶力が最小の時に並進成分も最小となるように 前記クランク機構の 1次慣性力の位相が設定され、
前記クランク機構の 1次慣性力の並進成分の方向が、エンジン重心と目標位置を結 ぶ重心 ·目標位置直線に直交するように設定されて ヽることを特徴とするバランサ機 構付きエンジン。
[11] 請求項 10において、前記クランク機構の 1次慣性力のベクトル軌跡が楕円となるこ とを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[12] 請求項 11にお 、て、シリンダ軸線を基準としてクランク軸の回転方向にとった前記 楕円の主軸方向角度％、長径 Aが、
[数 1]
β = 360° - ψΒ
Figure imgf000033_0001
χ = 90° - (η + ψΡ)
八 _ cos η + λ · cos(P一 η)
cos η + 2 · λ · cos(p - η)
(但し、 ΨΒは重心 ·目標位置方向を基準としたクランク 'バランサ方向角度、 ¥Fは重 心 ·目標位置方向を基準としたシリンダ軸線方向角度）
を満たすことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[13] 請求項 12において、シリンダ軸線方向を基準とした前記クランク軸に設けるクランク アンバランス (カウンタウェイト）の方向角度 α力 上死点の時に
[数 2]
A
α = χ + tan tan x
A - l
を満たすことを特徴とするバランサ機構付き：
[14] 請求項 12において、前記クランクアンバランスの大きさ kが、
[数 3]
k A · sin χ (A - l)cos y,
sin(a― χ) cos(a - χ)
を満たすことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[15] 請求項 10において、前記バランサ機構の慣性力の方向が、前記クランク機構の 1 次慣性力がバランサ軸方向を向く時にクランク軸方向を向くことを特徴とするバランサ 機構付き：
[16] 請求項 15において、バランサ軸を含み、シリンダ軸に平行な方向を基準とした前記 バランサ機構の慣性力の方向角度 α 力 上死点の時に
Β
画 cos( B + F + 90°) =— -— sm(ot + F) sin(aB +Ψρ + 90 = k ί λ ·οο5(α + ΨΡ ) - 5ίηΨΒ■ sin(« + ΨΡ ) } を満たすことを特徴とするバランサ機構付き：
[17] 請求項 15において、前記バランサ機構の慣性力の大きさ k 力
B
[数 5] kB = !
cos η + 2 · λ · cos( 一 η)
― λ · sin η
2 . λ . sin( — η)— sin η
を満たすことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[18] 請求項 9において、車両用エンジンであって、 目標位置をエンジン支持点付近とし たバランサ機構付きエンジン。
[19] 請求項 18において、ユニットスイング式動力ユニットを持つスタータ型車両に搭載 されるエンジンであって、 目標位置を動力ユニットを車体フレームに揺動自在に軸支 するピボット軸付近としたバランサ機構付きエンジン。
[20] 請求項 19において、クランク 'バランサ直線が重心'目標位置直線と平行であり、 目 標位置をクランク軸の上方又は下方に位置させたバランサ機構付きエンジン。
[21] 請求項 9において、フートレストが固定される自動二輪車用エンジンであり、 目標位 置をフートレスト付近に位置させたバランサ機構付きエンジン。
[22] 請求項 9において、前記バランサ機構はクランク軸に対し等速で逆転するバランサ 軸を有することを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[23] 請求項 9において、前記バランサ機構はクランク軸に対し等速で同方向に回転する バランサ軸を有することを特徴とするバランサ機構付き：
[24] 請求項 9のバランサ機構付きエンジンを搭載した自動二輪車であって、前記ェンジ ンの目標位置を車体フレームへのエンジン支持点付近に位置させたことを特徴とす る自動二輪車。
[25] 請求項 9のバランサ機構付きエンジンを車体中央付近に搭載し、このエンジンにフ 一トレストを固定した自動二輪車であって、前記目標位置を前記フートレスト付近に 位置させたことを特徴とする自動二輪車。
[26] クランク機構と、
前記クランク機構による振動を抑制するためのノ ランサ機構とを備え、 前記クランク機構の 1次慣性力および前記バランサ機構の慣性力により生じる並進 力による加速度と、前記クランク機構の前記 1次慣性力および前記バランサ機構の前 記慣性力により生じる偶力による加速度とを調整することにより、エンジンの瞬間回転 中心を所定の目標位置の近傍に配置し、
前記クランク機構の 2次慣性力による振動が前記目標位置力 外方に伝達される のを低減する防振部材を設けたことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[27] 請求項 26にお 、て、前記目標位置は、エンジンを上下揺動可能に支持するピボッ ト軸であり、前記防振部材は、前記 2次慣性力により前記ピボット軸に作用する加速 度の主方向の弾性力が他方向の弾性力より小さくなるように構成された弾性部材製 ブッシュであり、該ブッシュが前記ピボット軸に配設されて 、ることを特徴とするバラン サ機構付きエンジン。
[28] 請求項 26にお 、て、前記目標位置は、エンジンを上下揺動可能に支持するピボッ ト軸であり、前記防振部材は、軸受を介して車体フレームに取り付けられ、かつ中立 位置に付勢されたリンク部材で構成されており、該リンク部材によりエンジンが前記ピ ボット軸を介して上下揺動可能に支持され、前記軸受を中心とするピボット軸の移動 方向が前記 2次慣性力により前記ピボット軸に作用する加速度の主方向に略一致す ることを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
[29] 請求項 26において、前記目標位置は、ライダが足を載せるフートレストであり、前記 防振部材は、前記 2次慣性力により前記フートレストに作用する加速度の主方向の弹 性力が他方向の弾性力より小さくなるように構成されたダンバであり、該ダンバが前 記フートレストに装着されていることを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
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