(57)【特許請求の範囲】
【請求項１】
クランクシャフト（１）と、クランクシャフト（１）の軸線（Ｌｓ）に対してクランクシャフト回転方向進み側にオフセットした軸線（Ｌｃ1 ）を有する第１シリンダ（６1 ）と、クランクシャフト（１）の軸線（Ｌｓ）に対してクランクシャフト回転方向遅れ側にオフセットした軸線（Ｌｃ2 ）を有する第２シリンダ（６2 ）と、第１シリンダ（６1 ）に摺動自在に嵌合する第１ピストン（７1 ）と、第２シリンダ（６2 ）に摺動自在に嵌合する第２ピストン（７2 ）と、第１ピストン（７1 ）をクランクシャフト（１）に接続する第１コネクティングロッド（８1 ）と、第２ピストン（７）をクランクシャフト（１）に接続する第２コネクティングロッド（８2 ）とを備えたオフセットピストンエンジンにおいて、
第１ピストン（７1 ）を第１コネクティングロッド（８1 ）のスモールエンドに枢支する第１ピストンピン（９1 ）を、第１ピストン（７1 ）の中心に対して前記クランクシャフト回転方向進み側にオフセットするとともに、第２ピストン（６2 ）を第２コネクティングロッド（８2 ）のスモールエンドに枢支する第２ピストンピン（９2 ）を、第２ピストン（７2 ）の中心に対して前記クランクシャフト回転方向遅れ側にオフセットし、
第１シリンダ（６1 ）の吸気バルブ（２１）の閉弁時期を第２シリンダ（６2 ）の吸気バルブ（２１）の閉弁時期よりも遅らせると共に、第１シリンダ（６1 ）の排気バルブ（２２）の開弁時期を第２シリンダ（６2 ）の排気バルブ（２２）の開弁時期よりも遅らせたことを特徴とする、オフセットピストンエンジン。
【請求項２】
第１シリンダ（６1 ）の吸気バルブ（２１）のバルブリフトを第２シリンダ（６2 ）の吸気バルブ（２１）のバルブリフトよりも小さく設定すると共に、第１シリンダ（６1 ）の排気バルブ（２２）のバルブリフトを第２シリンダ（６2 ）の排気バルブ（２２）のバルブリフトよりも大きく設定したことを特徴とする、請求項１記載のオフセットピストンエンジン。
【請求項３】
同一のシリンダブロック（２）に、各々複数の第１及び第２シリンダ（６1 ，６2 ）が、シリンダヘッド（３）から見て千鳥状に並列配置されることを特徴とする、請求項１又は２に記載のオフセットピストンエンジン。
【発明の詳細な説明】
【０００１】
【発明の属する技術分野】
本発明は、シリンダの軸線をクランクシャフトの軸線の側方にオフセットしたオフセットピストンエンジンに関する。
【０００２】
【従来の技術】
排気行程→吸気行程→圧縮行程→膨張行程を繰り返すエンジンは、吸気バルブ及び排気バルブが共に閉弁する圧縮行程及び膨張行程においてコネクティングロッドに加わる圧縮力が大きくなる。このとき、コネクティングロッドがシリンダ軸線と平行であれば、ピストン側壁をシリンダ側壁に圧接するスラスト力が発生することはないが、コネクティングロッドがシリンダ軸線に対して傾斜していると、その傾斜角度が増加するほど前記圧縮力の横方向分力であるスラスト力が増加し、ピストン側壁がシリンダ側壁に強く圧接されて摺動抵抗が増加する問題がある。
【０００３】
そこで、コネクティングロッドに最大の圧縮力が加わる膨張行程において、コネクティングロッドがシリンダ軸線に対して成す角度が可及的に小さくなるように、シリンダ軸線をクランクシャフト軸線に対してクランクシャフト回転方向進み側にオフセットしたものが、特開昭５６−９８５３１号公報に開示されている。これによれば、膨張行程において燃焼ガスの圧力でピストンが下降するとき、前記オフセットによってコネクティングロッドがシリンダ軸線に対して略平行になるため、コネクティングロッドの圧縮力の横方向の成分であるスラスト力が減少してピストン及びシリンダ間の摺動抵抗を低減することができる。
【０００４】
【発明が解決しようとする課題】
ところで、上述したようにシリンダ軸線をクランクシャフト軸線に対してクランクシャフト回転方向進み側にオフセットすると、膨張行程に次いでコネクティングロッドの圧縮力が大きい圧縮行程において、コネクティングロッドの傾斜角が前記オフセットにより一層増加して逆にスラスト力が増加してしまい、膨張行程におけるスラスト力の減少が圧縮行程におけるスラスト力に増加により相殺されてしまう問題ある。
【０００５】
そこで、上記公報に記載されたものは、ピストンストロークに対する前記オフセット量を所定の値に設定することにより、ピストン及びシリンダ間の摺動抵抗の低減を図っているが、その設定だけに頼って摺動抵抗を充分に低減することは極めて困難である。
【０００６】
本発明は前述の事情に鑑みてなされたものであって、シリンダ軸線をクランクシャフト軸線に対してオフセットしたオフセットピストンエンジンにおいて、ピストン及びシリンダ間の摺動抵抗の一層の低減を図ることを目的とする。
【０００８】
【課題を解決するための手段】
前記目的を達成するために、請求項１に記載された発明は、クランクシャフトと、クランクシャフトの軸線に対してクランクシャフト回転方向進み側にオフセットした軸線を有する第１シリンダと、クランクシャフトの軸線に対してクランクシャフト回転方向遅れ側にオフセットした軸線を有する第２シリンダと、第１シリンダに摺動自在に嵌合する第１ピストンと、第２シリンダに摺動自在に嵌合する第２ピストンと、第１ピストンをクランクシャフトに接続する第１コネクティングロッドと、第２ピストンをクランクシャフトに接続する第２コネクティングロッドとを備えたオフセットピストンエンジンにおいて、第１ピストンを第１コネクティングロッドのスモールエンドに枢支する第１ピストンピンを、第１ピストンの中心に対して前記クランクシャフト回転方向進み側にオフセットするとともに、第２ピストンを第２コネクティングロッドのスモールエンドに枢支する第２ピストンピンを、第２ピストンの中心に対して前記クランクシャフト回転方向遅れ側にオフセットし、第１シリンダの吸気バルブの閉弁時期を第２シリンダの吸気バルブの閉弁時期よりも遅らせると共に、第１シリンダの排気バルブの開弁時期を第２シリンダの排気バルブの開弁時期よりも遅らせたことを特徴とする。
【００１０】
また請求項２に記載された発明は、請求項１の構成に加えて、第１シリンダの吸気バルブのバルブリフトを第２シリンダの吸気バルブのバルブリフトよりも小さく設定すると共に、第１シリンダの排気バルブのバルブリフトを第２シリンダの排気バルブのバルブリフトよりも大きく設定したことを特徴とし、また請求項３に記載された発明は、請求項１又は２の構成に加えて、同一のシリンダブロックに、各々複数の第１及び第２シリンダがシリンダヘッドから見て千鳥状に並列配置されることを特徴とする。
【００１１】
【発明の実施の形態】
以下、本発明の実施の形態を、添付図面に示した本発明の実施例に基づいて説明する。
【００１２】
図１〜図２１は本発明の第１実施例を示すもので、図１はエンジンの正面図（図２の１方向矢視図）、図２は図１の２−２線断面図、図３は図２の３−３線断面図、図４は図３の４−４線断面図、図５は図１の５−５線断面図、図６は図５の６−６線断面図、図７は図２の７−７線断面図、図８は図２の８−８線拡大断面図、図９は図８の９−９線断面図、図１０は図８の１０−１０線断面図、図１１は図８の１１−１１線断面図、図１２はシリンダブロックの斜視図、図１３はブリーザチャンバの変形例を示す図、図１４は第１シリンダの作用説明図、図１５は第２シリンダの作用説明図、図１６はピストンのスラスト力を示すグラフ、図１７はエンジンの各行程のクランク角を説明する図、図１８は各シリンダに対応するクランクピンの位相を示す図、図１９はバルブタイミングを示すグラフ、図２０はバルブリフトのタイムエリア算出手法の説明図、図２１はバルブリフトとバルブ有効開口面積との関係を示す図である。
【００１３】
図１〜図４に示すように、４気筒エンジンＥはクランクシャフト１を回転自在に支持するシリンダブロック２と、シリンダブロック２の上面に結合されたシリンダヘッド３と、シリンダヘッド３の上面に結合されたヘッドカバー４と、シリンダブロック２の下面に結合されたオイルパン５とを備える。車体左右方向に延びるクランクシャフト軸線Ｌｓを有するクランクシャフト１は、図２及び図４に矢印Ａで示す方向に回転する。
【００１４】
シリンダブロック２には相互に平行な軸線を有する＃１〜＃４シリンダが形成されており、そのうち＃１シリンダ及び＃３シリンダは第１シリンダ６1 ，６1 を構成し、残りの＃２シリンダ及び＃４シリンダは第２シリンダ６2 ，６2 を構成する。第１シリンダ６1 ，６1 （＃１シリンダ及び＃３シリンダ）は各々第１シリンダ軸線Ｌｃ1 を有しており、その第１シリンダ軸線Ｌｃ1 はクランクシャフト軸線Ｌｓに対してクランクシャフト１の回転方向進み側、即ち車体前方に距離Ｄだけオフセットしており、また第２シリンダ６2 ，６2 （＃２シリンダ及び＃４シリンダ）は各々第２シリンダ軸線Ｌｃ2 を有しており、その第２シリンダ軸線Ｌｃ2 はクランクシャフト軸線Ｌｓに対してクランクシャフト１の回転方向遅れ側に距離Ｄだけオフセットしている（図４参照）。
【００１５】
これにより、４個のシリンダ６1 ，６1 ；６2 ，６2 は平面視で千鳥状に配置されることになり（図３参照）、エンジンＥのクランクシャフト軸線Ｌｓ方向の寸法を直列配置のものに比べて短縮することができ、且つエンジンＥのクランクシャフト軸線Ｌｓに直交する方向の寸法をＶ型配置のものに比べて短縮することができる。
【００１６】
各第１シリンダ６1 に摺動自在に嵌合する第１ピストン７1 は、第１コネクティングロッド８1 を介してクランクシャフト１に連接され、各第２シリンダ６2 に摺動自在に嵌合する第２ピストン７2 は、第２コネクティングロッド８2 を介してクランクシャフト１に連接される。第１ピストン７1 を第１コネクティングロッド８1 のスモールエンドに枢支する第１ピストンピン９1 は、第１シリンダ軸線Ｌｃ1 に対してクランクシャフト１の回転方向進み側に距離ｄだけオフセットするとともに、第２ピストン７2 を第２コネクティングロッド８2 のスモールエンドに枢支する第２ピストンピン９2 は、第２シリンダ軸線Ｌｃ2 に対してクランクシャフト１の回転方向遅れ側に距離ｄだけオフセットしている（図４参照）。
【００１７】
図３、図５及び図６に示すように、クランクシャフト１の外端（図３中右端）に設けたフライホイール１１の内側（図３中左側）に動弁装置のドライブスプロケット１２が一体に設けられており、このドライブスプロケット１２はヘッドカバー４に支持したカムシャフト１３の外端（図３中右端）に設けたドリブンスプロケット１４にカムチェーン１５を介して接続される。カムチェーン１５を収納すべくシリンダブロック２及びシリンダヘッド３の端部に形成されたカムチェーン室１６の内部には、カムチェーン１５の張り側を案内するアイドルスプロケット１７と上下２個のチェーンガイド１８，１９とが配置されるとともに、カムチェーン１５の弛み側に当接して所定の張力を付与するチェーンテンショナー２０が配置される。
【００１８】
図３に最も良く示されるように、カムチェーン１５を収納するカムチェーン室１６はクランクシャフト軸線Ｌｓに対して車体前方側にオフセットしている。これは、カムチェーン室１６が、クランクシャフト軸線Ｌｓに対して車体後方にオフセットした第２シリンダ６2 （＃４シリンダ）と車体前方にオフセットした第１シリンダ６1 （＃３シリンダ）との間の空間を利用して形成されているためである。そしてカムチェーン１５の下部、つまりクランクシャフト１に設けたドライブスプロケット１２の近傍において、カムチェーン１５の内端（図３中左端）は＃４シリンダの外周を囲繞するウオータジャケット２１の外端（図３中右端）よりも内側（図３中左側）に距離Ｐだけ入り込んでいる。
【００１９】
このように、千鳥状に配置した４個のシリンダ６1 ，６1 ；６2 ，６2 の端部にクランクシャフト軸線Ｌｓから一方に偏倚するように形成されたデッドスペースを利用してカムチェーン１５を配置し、更にカムチェーン１５の下部内端を＃４シリンダのウオータジャケット１０の外端よりも内側に入り込ませたことにより、該カムチェーン１５及びフライホイール１１を可及的にクランクシャフト１の内側寄りに配置し、エンジンＥのクランクシャフト軸線Ｌｓ方向寸法を短縮することができる。しかも上記レイアウトによりドライブスプロケット１２とドリブンスプロケット１４とを１本のカムチェーン１５で接続することができるので、カムチェーンやそれに付随するスプロケットの数や重量を削減することができる。
【００２０】
図１、図２及び図７に示すように、＃１シリンダ〜＃４シリンダは、各２個の吸気バルブ２１，２１と、各２個の排気バルブ２２，２２とを備える。シリンダヘッド３の後面に結合された吸気マニホールド２３は、それぞれ二股状に形成された４個の吸気ポート２４…を介して＃１シリンダ〜＃４シリンダの吸気バルブ２１…，２１…に接続される。各吸気ポート２４の先端には吸気バルブ２１，２１を指向するように燃料噴射弁２５が設けられる。シリンダヘッド３の前面には排気マニホールド２６が結合されており、この排気マニホールド２６の先端集合部に排気管２７が結合される。四股に分岐した排気マニホールド２６の基端と＃１シリンダ〜＃４シリンダの排気バルブ２２…，２２…とを接続すべく、シリンダヘッド３にそれぞれ二股状に形成された４個の排気ポート２８…が形成される。＃４シリンダの排気ポート２８にＥＧＲ通路３０が接続される。
【００２１】
図７から明らかなように、シリンダヘッド３は１１本のヘッドボルト２９ａ〜２９ｋによってシリンダブロック２に結合される。そのうち５本のヘッドボルト２９ａ，２９ｂ，２９ｃ，２９ｄ，２９ｅは４個の吸気ポート２４…の左右両側を挟むように配置され、また他の４本のヘッドボルト２９ｆ，２９ｇ，２９ｈ，２９ｉは４個の排気ポート２８…の分岐部間に配置される。そして残りの２本のヘッドボルト２９ｊ，２９ｋはシリンダヘッド３の右端側及び左端側に配置される。
【００２２】
このように、二股の排気ポート２８…の分岐部間にヘッドボルト２９ｆ，２９ｇ，２９ｈ，２９ｉを配置したことにより、＃１シリンダ〜＃４シリンダの外周をそれぞれ３本のヘッドボルトで締めつけて、つまり＃４シリンダの外周をヘッドボルト２９ａ，２９ｂ，２９ｆで、＃３シリンダの外周をヘッドボルト２９ｂ，２９ｃ，２９ｇで、＃２シリンダの外周をヘッドボルト２９ｃ，２９ｄ，２９ｈで、＃１シリンダの外周をヘッドボルト２９ｄ，２９ｅ，２９ｉで締めつけて均等な締結力を得ることができる。特に、実施例の如く＃１シリンダ〜＃４シリンダを千鳥状に配置したエンジンＥでは、各シリンダ間の空間が狭いためにヘッドボルトを配置するスペースが不足するが、排気ポート２８…の分岐部間のスペースを利用することで前記問題が解決される。
【００２３】
尚、吸気ポート２４…の分岐部間のスペースをヘッドボルトの配置に利用することも可能であるが、このようにするとヘッドボルトにより吸気ポート２４…の形状が制約を受けるため、燃料噴射弁２５…から噴射された燃料の霧化特性に影響が及ばないように考慮する必要がある。
【００２４】
図８〜図１０に示すように、第１シリンダ６1 （＃１シリンダ）の上部には前記カムシャフト１３と第１ロッカシャフト３１1 とが平行に架設される。図８において、第１ロッカシャフト３１1 は中心線のみを鎖線で示してある。第１ロッカシャフト３１1 には第１スイングアーム３２1 が揺動自在に枢支されており、第１スイングアーム３２1 の中間部に設けたローラ３３がカムシャフト１３に設けた吸気カム３４に当接するとともに、第１スイングアーム３２1 の二股に分岐した先端部が、バルブスプリング３５，３５で閉弁方向に付勢された一対の吸気バルブ２１，２１のステム３６，３６に当接する。
【００２５】
また第１ロッカシャフト３１1 に、前記第１スイングアーム３２1 を挟むように一対の第１ロッカアーム３７1 ，３７1 の中間部が揺動自在に枢支される。各第１ロッカアーム３７1 の一端に設けたローラ３８がカムシャフト１３に設けた排気カム３９に当接するとともに、各第１ロッカアーム３７1 の他端がバルブスプリング４０で閉弁方向に付勢された各排気バルブ２２のステム４１に当接する。一対の第１ロッカアーム３７1 ，３７1 間に配置されたガイド筒４２の底部に第１シリンダ６1 の燃焼室に臨む点火プラグ４３が装着される。
【００２６】
以上、＃１シリンダに相当する第１シリンダ６1 の動弁装置の構造を説明したが、＃３シリンダに相当する第１シリンダ６1 の動弁装置の構造も実質的に同一である。
【００２７】
図８及び図１１に示すように、第２シリンダ６2 （＃２シリンダ）の上部には前記カムシャフト１３と第２ロッカシャフト３１2 とが平行に架設される。図８において、第２ロッカシャフト３１2 は中心線のみを鎖線で示してある。第２ロッカシャフト３１2 には第２スイングアーム３２2 が揺動自在に枢支されており、第２スイングアーム３２2 の中間部に設けたローラ３３がカムシャフト１３に設けた排気カム３９に当接するとともに、第２スイングアーム３２2 の二股に分岐した先端部が、バルブスプリング４０，４０で閉弁方向に付勢された一対の排気バルブ２２，２２のステム４１，４１に当接する。
【００２８】
また第２ロッカシャフト３１2 に、前記第２スイングアーム３２2 を挟むように一対の第２ロッカアーム３７2 ，３７2 の中間部が揺動自在に枢支される。各第２ロッカアーム３７2 の一端に設けたローラ３８がカムシャフト１３に設けた吸気カム３４に当接するとともに、各第２ロッカアーム３７2 の他端がバルブスプリング３５で閉弁方向に付勢された各吸気バルブ２１のステム３６に当接する。一対の第２ロッカアーム３７2 ，３７2 間に配置されたガイド筒４２の底部に第２シリンダ６2 の燃焼室に臨む点火プラグ４３が装着される。
【００２９】
以上、＃２シリンダに相当する第２シリンダ６2 の動弁装置の構造を説明したが、＃４シリンダに相当する第２シリンダ６2 の動弁装置の構造も実質的に同一である。
【００３０】
図８、図９及び図１１を比較すると明らかなように、第１シリンダ６1 の動弁装置と第２シリンダ６2 の動弁装置とは、カムシャフト１３を中心にして吸気バルブ２１，２１の傾斜角と排気バルブ２２，２２の傾斜角とが同一であり、且つ前後対称な構造を有している。即ち、第１シリンダ６1 の第１ロッカシャフト３１1 、第１スイングアーム３２1 、ローラ３３、第１ロッカアーム３７1 ，３７1 及びローラ３８，３８は、それぞれ第２シリンダ６2 の第２ロッカシャフト３１2 、第２スイングアーム３２2 、ローラ３３、第２ロッカアーム３７2 ，３７2 及びローラ３８，３８と同一部材であって互換可能である。その相違点は、第１シリンダ６1 は第１スイングアーム３２1 で吸気バルブ２１，２１を駆動し、第１ロッカアーム３７1 ，３７1 で排気バルブ２２，２２を駆動するのに対し、第２シリンダ６2 は第２スイングアーム３２2 で排気バルブ２２，２２を駆動し、第２ロッカアーム３７2 ，３７2 で吸気バルブ２１，２１を駆動する点である。
【００３１】
上述したように、第１シリンダ６1 の動弁装置と第２シリンダ６2 の動弁装置とが、同一のバルブ傾斜角を有し且つ前後対称構造を有することにより、第１シリンダ６1 及び第２シリンダ６2 の吸排気特性のばらつきを防止して各シリンダに均一な燃焼を行わせることが可能となるばかりか、部品の種類を大幅に削減してコストダウンに寄与することができる。
【００３２】
図３及び図１２に示すように、シリンダブロック２の車体後方側の側壁の左右方向中間部、即ち＃２シリンダ、＃３シリンダ及び＃４シリンダに３方を囲まれた凹部に、外壁４４と、上端に連通孔４５を有して上下方向に延びる隔壁４６とによって区画された一対のブリーザチャンバ４７，４８が、シリンダブロック２のデッキ面に開口するように形成される。一方のブリーザチャンバ４７は入口開口４９を介してクランク室に連通するとともに前記連通孔４５を介して他方のブリーザチャンバ４８に連通し、この他方のブリーザチャンバ４８は出口開口５０及び図示せぬチューブを介してエンジンＥの吸気系に接続される。尚、ブリーザチャンバ４７，４８の上面開口部は、シリンダブロック２に結合されるシリンダヘッド３の下面によって閉塞される。
【００３３】
而して、＃２シリンダ、＃３シリンダ及び＃４シリンダに３方を囲まれた凹部にブリーザチャンバ４７，４８を形成したことにより、その外壁４４及び隔壁４６を補強リブとして機能させ、シリンダブロック２の剛性向上に寄与することができる。これにより、シリンダブロック２の前後幅を拡大することなく剛性を高めることができ、しかもブリーザチャンバ４７，４８により透過音が減少するため、単なる補強リブを設ける場合に比べてエンジンＥの騒音を低減することができる。
【００３４】
図１３はブリーザチャンバ４７，４８の変形例を示すもので、シリンダブロック２に形成した＃２シリンダ、＃３シリンダ及び＃４シリンダに３方を囲まれた凹部に、外壁４４ａ〜４４ｄと、外端に連通孔４５を有して水平方向に延びる隔壁４６とによって区画された一対のブリーザチャンバ４７，４８が、シリンダブロック２の側面に開口するように形成される。下側のブリーザチャンバ４７は入口開口４９を介してクランク室に連通するとともに前記連通孔４５を介して上側のブリーザチャンバ４８に連通する。ブリーザチャンバ４７，４８の開口部はガスケット５１を介して結合されたカバー５２により閉塞され、上側のブリーザチャンバ４８はカバー５２に形成した出口開口５０及び図示せぬチューブを介してエンジンＥの吸気系に接続される。
【００３５】
この変形例によっても、図１２に示す実施例と同様の作用効果を得ることができる。
【００３６】
次に、前述の構成を備えた本発明の実施例の作用について説明する。
【００３７】
図１４はクランクシャフト１の回転方向進み側（クランクシャフト１よりも車体前方側）に位置する第１シリンダ６1 の作用を説明するものである。膨張行程を示す（Ｂ）から明らかなように、第１シリンダ軸線Ｌｃ1 をクランクシャフト軸線Ｌｓよりも距離Ｄだけクランクシャフト１の回転方向進み側にオフセットしたことにより、コネクティングロッドは第１シリンダ軸線Ｌｃ1 に対して略平行になっている。従って、コネクティングロッドに強い圧縮力が作用しても、第１シリンダ軸線Ｌｃ1 に対して直交する方向のスラスト力、つまりピストン側壁をシリンダ側壁に押し付けるスラスト力は極めて小さくなる。
【００３８】
一方、圧縮行程を示す（Ａ）から明らかなように、第１シリンダ軸線Ｌｃ1 をクランクシャフト軸線Ｌｓよりも距離Ｄだけクランクシャフト１の回転方向進み側にオフセットしたことにより、コネクティングロッドは第１シリンダ軸線Ｌｃ1 に対して角度θだけ大きく傾斜し、その結果コネクティングロッドの圧縮力Ｆの分力であるスラスト力Ｆｘは大きくなる。しかしながら、コネクティングロッドのスモールエンドをピストンに枢支するピストンピンを第１シリンダ軸線Ｌｃ1 に対してクランクシャフト１の回転方向進み側に距離ｄだけオフセットしたことにより、ピストンに矢印Ｂ方向のモーメントが作用して該ピストンのスカート部がシリンダ側壁に圧接される（ａ部参照）。
【００３９】
而して、スラスト力Ｆｘによってピストン側壁がシリンダ側壁に圧接されても、剛性の低いピストンのスカート部が前記モーメントＢでシリンダ側壁に圧接されて変形するため、ピストン側壁に加わる荷重を分散することができる。特にピストンのスカート部は燃焼室から離れた位置にあって比較的に低温であり、且つ潤滑油の供給が充分であって摩擦熱の発生量も少ないため、ピストンとシリンダとの焼付を確実に防止して耐焼付性を向上させるとともに、摩擦力の減少による燃費の低減を図ることができる。
【００４０】
図１５はクランクシャフト１の回転方向遅れ側（クランクシャフト１よりも車体後方側）に位置する第２シリンダ６2 の作用を説明するものである。圧縮行程を示す（Ａ）から明らかなように、第２シリンダ軸線Ｌｃ2 をクランクシャフト軸線Ｌｓよりも距離Ｄだけクランクシャフト１の回転方向遅れ側にオフセットしたことにより、コネクティングロッドは第２シリンダ軸線Ｌｃ2 に対して略平行になっている。従って、コネクティングロッドに強い圧縮力が作用しても、第２シリンダ軸線Ｌｃ2 に対して直交する方向のスラスト力、つまりピストン側壁をシリンダ側壁に押し付けるスラスト力は極めて小さくなる。
【００４１】
一方、膨張行程を示す（Ｂ）から明らかなように、第２シリンダ軸線Ｌｃ2 をクランクシャフト軸線Ｌｓよりも距離Ｄだけクランクシャフト１の回転方向遅れ側にオフセットしたことにより、コネクティングロッドは第２シリンダ軸線Ｌｃ2 に対して角度θだけ大きく傾斜し、その結果コネクティングロッドの圧縮力Ｆの分力であるスラスト力Ｆｘは大きくなる。しかしながら、コネクティングロッドのスモールエンドをピストンに枢支するピストンピンを第２シリンダ軸線Ｌｃ2 に対してクランクシャフト１の回転方向遅れ側に距離ｄだけオフセットしたことにより、ピストンに矢印Ｂ方向のモーメントが作用して該ピストンのスカート部がシリンダ側壁に圧接される（ｂ部参照）。
【００４２】
而して、図１４で説明した第１シリンダ６1 の場合と同様に、剛性の低いピストンのスカート部の変形により、ピストンとシリンダとの焼付を確実に防止して耐焼付性を向上させるとともに、摩擦力の減少による燃費の低減を図ることができる。
【００４３】
図１６は、コネクティングロッドのスモールエンドをピストンに枢支するピストンピンの高さにおける前記スラスト力Ｆｘが、クランクアングルに応じてどのように変化するかを示すものであり、（Ａ）は第１シリンダ６1 に、（Ｂ）は第２シリンダにそれぞれ対応している。同図から明らかなように、ピストンピンを距離ｄだけオフセットした本実施例のもの（実線図示）は、前記オフセットを施さない従来のもの（破線図示）に比べて、何れもスラスト力Ｆｘが減少していることが分かる。これは、前記ピストンピンのオフセットに基づくモーメントＢによりピストンが傾くため、スカート部がシリンダ側壁に圧接されてスラスト力を受け止め、スカート部よりも上方のピストンピンの高さにおけるスラスト力がその分だけ減少することによる。
【００４４】
さて、第１シリンダ６1 及び第２シリンダ６2 をそれぞれクランクシャフト回転方向進み側及び遅れ側に距離Ｄだけオフセットしたことにより、第１シリンダ６1 及び第２シリンダ６2 の吸気・膨張行程のクランク角と圧縮・排気行程のクランク角とが不均一になる。これを図１７に基づいて説明すると、各シリンダのオフセット量をＤとし、クランク半径をｒとし、コネクティングロッド長さをＲとし、上死点におけるコネクティングロッドの傾斜角をαとし、下死点におけるコネクティングロッドの傾斜角をβとすると、
第１シリンダの吸気・膨張行程クランク角；１８０°−α＋β＞１８０°
第２シリンダの吸気・膨張行程クランク角；１８０°＋α−β＜１８０°
第１シリンダの圧縮・排気行程クランク角；１８０°＋α−β＜１８０°
第２シリンダの圧縮・排気行程クランク角；１８０°−α＋β＞１８０°
α＝ sinα-1｛Ｄ／（Ｒ＋ｒ）｝
β＝ sinα-1｛Ｄ／（Ｒ−ｒ）｝
α＜β
が成立する。
【００４５】
従って、第１シリンダ６1 及び第２シリンダ６2 のバルブタイミングを同一に設定すると、各バルブの開閉時期におけるピストン位置が第１シリンダ６1 及び第２シリンダ６2 間で異なってしまい、そのために出力の不均衡が発生して全負荷性能も低下してしまう問題がある。そこで、本実施例では以下のような手段を講じている。
【００４６】
＃１シリンダ〜＃４シリンダを等間隔爆発とするために、クランクシャフトにおける４個のクランクピンの位相を図１８に示すように設定する。ここで、αは前述した上死点におけるコネクティングロッドの傾斜角αである。
【００４７】
オフセットピストンエンジンでない通常エンジンにおける１ｍｍバルブリフト時の吸気開弁時期を１５°ＡＴＤＣとし、吸気閉弁時期を２５°ＡＢＤＣとし、排気開弁時期を２５°ＢＢＤＣとし、排気閉弁時期を１５°ＢＴＤＣとした場合、これと同等の設定を本実施例のエンジンに適用するには以下のようなバルブタイミングを採用することが必要である。即ち、図１９に示すように、第１シリンダ６1 及び第２シリンダ６2 の何れについても、吸気開弁時期（１５°ＡＴＤＣ）及び排気閉弁時期（１５°ＢＴＤＣ）は実質上特に変更する必要は生じないが、オフセットにより第１シリンダ６1 は下死点が約５°ＡＢＤＣ側にずれるため、吸気閉弁時期を前記通常のエンジンの吸気閉弁時期（２５°ＡＢＤＣ）よりも５°遅れた３０°ＡＢＤＣに設定し、排気開弁時期を前記通常のエンジンの排気開弁時期（２５°ＢＢＤＣ）よりも５°遅れた２０°ＢＢＤＣに設定する必要がある。また、オフセットにより第２シリンダ６2 は下死点が約５°ＢＢＤＣ側にずれるため、吸気閉弁時期を前記通常のエンジンの吸気閉弁時期（２５°ＡＢＤＣ）よりも５°早まった２０°ＡＢＤＣに設定し、排気開弁時期を前記通常のエンジンの排気開弁時期（２５°ＢＢＤＣ）よりも５°早まった３０°ＢＢＤＣに設定する必要がある。
【００４８】
これに伴い第１シリンダ６1 の排気開弁期間が５°だけ減少し、第２シリンダ６2 の排気開弁期間が５°だけ増加するため、第１シリンダ６1 の排気バルブの最大バルブリフトを増加させ、第２シリンダ６2 の排気バルブの最大バルブリフトを減少させる。同様に、第１シリンダ６1 の吸気開弁期間が５°だけ増加し、第２シリンダ６2 の吸気開弁期間が５°だけ減少するため、第１シリンダ６1 の吸気バルブの最大バルブリフトを減少させ、第２シリンダ６2 の吸気バルブの最大バルブリフトを増加させる。前記バルブリフトの設定は、例えば第１シリンダ６1 及び第２シリンダ６2 のバルブリフトのタイムエリアが等しくなるようにして行うことができる。前記タイムエリアは、図２０に示すバルブリフトラインの下方の斜線部の面積であって、バルブリフトＹ（ｔ）を開弁時間に亘って積分した∫Ｙ（ｔ）ｄｔにより算出可能である。
【００４９】
その結果、実施例では第１シリンダ６1 の排気バルブの最大バルブリフトが７．８ｍｍに増加し、第２シリンダ６2 の排気バルブの最大バルブリフトが７．２ｍｍに減少するとともに、第１シリンダ６1 の吸気バルブの最大バルブリフトが７．７ｍｍに減少し、第２シリンダ６2 の吸気バルブの最大バルブリフトが８．３ｍｍに増加する。而して、第１シリンダ６1 及び第２シリンダ６2 間の出力のばらつきが解消され、好ましくないトルク変動の発生が防止される。
【００５０】
尚、前記実施例では吸気バルブ及び排気バルブのバルブリフトを決定する際に簡易的なタイムエリア法を採用したが、総バルブ有効開口面積を用いることによりトルク変動の発生を一層確実に防止することができる。総バルブ有効開口面積は次のようにして算出することができる。即ち、図２１に示すグラフに基づいてバルブリフトＹ（ｔ）からバルブ有効開口面積Ｚ（ｔ）を求め、このバルブ有効開口面積Ｚ（ｔ）を開弁時間に亘って積分した∫Ｚ（ｔ）ｄｔにより算出可能である。
【００５１】
次に、動弁装置に可変バルブリフト／タイミング機構を採用した本発明の第２実施例を、図２２〜図２７に基づいて説明する。
【００５２】
図２２〜図２４は第１シリンダ６1 の動弁装置を示すものである。カムシャフト１３には２個の排気カム３９，３９と、それらの内側に位置する２個の低速用吸気カム３４Ｌ，３４Ｌと、それらの内側に位置する１個の高速用吸気カム３４Ｈとが設けられる。第１ロッカシャフト３１1 には２個の第１ロッカアーム３７1 ，３７1 と、それらの内側に位置する２個の低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 ，３２Ｌ1 と、その内側に位置する１個の高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とが揺動自在に枢支される。
【００５３】
各第１ロッカアーム３７1 は、一端に設けたローラ３８が排気カム３９に当接して揺動することにより、他端で排気バルブ２２のステム４１を押圧して該排気バルブ２２を開閉駆動する。各低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 は、その中間部上面に設けたスリッパ６０を低速用吸気カム３４Ｌに当接させて揺動するとともに、その先端が吸気バルブ２１のステム３６に当接する。高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 は、その一端上面に設けたスリッパ６１を高速用吸気カム３４Ｈに当接させるとともに、その一端下面をロストモーションスプリング６２に当接させる。２個の低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 ，３２Ｌ1 と１個の高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とは、それらの内部を油圧で軸方向に移動可能な２個のピストン６３，６４によって相互に結合／分離可能である。
【００５４】
而して、エンジンＥの低速運転時には、２個のピストン６３，６４を不作動位置に移動させることにより、２個の低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 ，３２Ｌ1 と１個の高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とを切り離す。その結果、各吸気弁２１はリフト量の小さい低速用吸気カム３４Ｌにより駆動され、そのバルブリフトは小さくなり、且つバルブ開弁時間も短くなる。このとき、高速用吸気カム３４Ｈに当接する高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 は、ロストモーションスプリング６２を伸縮させながら空動する。
【００５５】
一方、エンジンＥの高速運転時には、２個のピストン６３，６４を作動位置に移動させることにより、２個の低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 ，３２Ｌ1 と１個の高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とを一体に結合する。その結果、各吸気弁２１はリフト量の大きい高速用吸気カム３４Ｈにより駆動され、そのバルブリフトは大きくなり、且つバルブ開弁時間も長くなる。このとき、各低速用吸気カム３４Ｌは低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 から離反して空動する。
【００５６】
図２５〜図２７は第２シリンダ６2 の動弁装置を示すものである。カムシャフト１３には２個の排気カム３９，３９と、それらの内側に位置する２個の低速用吸気カム３４Ｌ，３４Ｌと、それらの内側に位置する１個の高速用吸気カム３４Ｈとが設けられる。第２ロッカシャフト３１2 には２個の第２スイングアーム３２2 ，３２2 と、それらの内側に位置する２個の低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 と、その内側に位置する１個の高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 とが揺動自在に枢支される。
【００５７】
各第２スイングアーム３２2 は、中間部に設けスリッパ６５が排気カム３９に当接して揺動することにより、他端で排気バルブ２２のステム４１を押圧して該排気バルブ２２を開閉駆動する。各低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 は、その一端に設けたスリッパ６６を低速用吸気カム３４Ｌに当接させて揺動するとともに、その先端が吸気バルブ２１のステム３６に当接する。高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 は、その一端に設けたスリッパ６７を高速用吸気カム３４Ｈに当接させるとともに、その他端をロストモーションスプリング６８に当接させる。２個の低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 ，３７Ｌ2 と１個の高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 とは、それらの内部を油圧で軸方向に移動可能な２個のピストン６９，７０によって相互に結合／分離可能である。
【００５８】
而して、エンジンＥの低速運転時には、２個のピストン６９，７０を不作動位置に移動させることにより、２個の低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 ，３７Ｌ2 と１個の高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 とを切り離す。その結果、各吸気弁２１はリフト量の小さい低速用吸気カム３４Ｌにより駆動され、そのバルブリフトは小さくなり、且つバルブ開弁時間も短くなる。このとき、高速用吸気カム３４Ｈに当接する高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 は、ロストモーションスプリング６８を伸縮させながら空動する。
【００５９】
一方、エンジンＥの高速運転時には、２個のピストン６９，７０を作動位置に移動させることにより、２個の低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 ，３７Ｌ2 と１個の高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 とを一体に結合する。その結果、各吸気弁２１はリフト量の大きい高速用吸気カム３４Ｈにより駆動され、そのバルブリフトは大きくなり、且つバルブ開弁時間も長くなる。このとき、各低速用吸気カム３４Ｌは低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 から離反して空動する。
【００６０】
次に、動弁装置に他の可変バルブリフト／タイミング機構を採用した本発明の第３実施例を、図２８〜図３３に基づいて説明する。
【００６１】
図２８〜図３０は第１シリンダ６1 の動弁装置を示すものである。カムシャフト１３には１個の排気カム３９と、それらの両側に位置する低速用吸気カム３４Ｌ及び高速用吸気カム３４Ｈとが設けられる。第１ロッカシャフト３１1 に先端が二股に分岐した第１ロッカアーム３７1 と、それらの両側に位置する低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 及び高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とが揺動自在に枢支される。
【００６２】
第１ロッカアーム３７1 は、一端に設けたローラ３８が排気カム３９に当接して揺動することにより、二股の他端で各排気バルブ２２のステム４１を押圧して該排気バルブ２２を開閉駆動する。低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 は、その中間部上面に設けたスリッパ７１を低速用吸気カム３４Ｌに当接させて揺動するとともに、その先端が一方の吸気バルブ２１のステム３６に当接する。高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 は、その中間部上面に設けたスリッパ７２が高速用吸気カム３４Ｈに当接するとともに、その先端が他方の吸気バルブ２１のステム３６に当接する。低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 と高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とは、それらの内部を油圧で軸方向に移動可能なピストン７３によって相互に結合／分離可能である。
【００６３】
而して、エンジンＥの低速運転時には、ピストン７３を不作動位置に移動させることにより、低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 と高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とを切り離す。その結果、一方の吸気弁２１はリフト量の小さい低速用吸気カム３４Ｌにより駆動され、そのバルブリフトは小さくなり、且つバルブ開弁時間も短くなる。また他方の吸気弁２１はリフト量の大きい高速用吸気カム３４Ｈにより駆動され、そのバルブリフトは大きくなり、且つバルブ開弁時間も長くなる。
【００６４】
一方、エンジンＥの高速運転時には、ピストン７３を作動位置に移動させることにより、低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 と高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とを一体に結合する。その結果、両方の吸気弁２１，２１はリフト量の大きい高速用吸気カム３４Ｈにより駆動され、そのバルブリフトは大きくなり、且つバルブ開弁時間も長くなる。このとき、低速用吸気カム３４Ｌは低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 から離反して空動する。
【００６５】
図３１〜図３３は第２シリンダ６2 の動弁装置を示すものである。カムシャフト１３には２個の排気カム３９，３９と、それらの内側に位置する低速用吸気カム３４Ｌ及び高速用吸気カム３４Ｈとが設けられる。第２ロッカシャフト３１2 に２個の第２スイングアーム３２2 ，３２2 と、それらの内側に位置する低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 及び高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 とが揺動自在に枢支される。
【００６６】
各第２スイングアーム３２2 は、その中間部上面に設けたローラ７４が排気カム３９に当接して揺動することにより、その先端で排気バルブ２２のステム４１を押圧して該排気バルブ２２を開閉駆動する。低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 は、その一端に設けたスリッパ７５を低速用吸気カム３４Ｌに当接させて揺動するとともに、その他端が一方の吸気バルブ２１のステム３６に当接する。高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 は、その一端に設けたローラ３８が高速用吸気カム３４Ｈに当接するとともに、その他端が他方の吸気バルブ２１のステム３６に当接する。低速用第１スイングアーム３２Ｌ1 と高速用第１スイングアーム３２Ｈ1 とは、それらの内部を油圧で軸方向に移動可能なピストン７６によって相互に結合／分離可能である。
【００６７】
而して、エンジンＥの低速運転時には、ピストン７６を不作動位置に移動させることにより、低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 と高速用第２ロッカアーム３７Ｈ2 とを切り離す。その結果、一方の吸気弁２１はリフト量の小さい低速用吸気カム３４Ｌにより駆動され、そのバルブリフトは小さくなり、且つバルブ開弁時間も短くなる。また他方の吸気弁２１はリフト量の大きい高速用吸気カム３４Ｈにより駆動され、そのバルブリフトは大きくなり、且つバルブ開弁時間も長くなる。
【００６８】
一方、エンジンＥの高速運転時には、ピストン７６を作動位置に移動させることにより、低速用第２ロッカアーム３７Ｌ2 と高速用第２ロッカアーム３７Ｈ1 とを一体に結合する。その結果、両方の吸気弁２１，２１はリフト量の大きい高速用吸気カム３４Ｈにより駆動され、そのバルブリフトは大きくなり、且つバルブ開弁時間も長くなる。このとき、低速用吸気カム３４Ｌは低速用第２ロッカアーム３７Ｌ1 から離反して空動する。
【００６９】
以上、本発明の実施例を詳述したが、本発明はその要旨を逸脱しない範囲で種々の設計変更を行うことが可能である。
【００７２】
【発明の効果】
以上のように、請求項１に記載された発明によれば、クランクシャフトの軸線に対してクランクシャフト回転方向進み側にオフセットした軸線を有する第１シリンダと、クランクシャフトの軸線に対してクランクシャフト回転方向遅れ側にオフセットした軸線を有する第２シリンダと、第１シリンダに摺動自在に嵌合する第１ピストンと、第２シリンダに摺動自在に嵌合する第２ピストンと、第１ピストンをクランクシャフトに接続する第１コネクティングロッドと、第２ピストンをクランクシャフトに接続する第２コネクティングロッドとを備えた構造のオフセットピストンエンジンにおいて、第１ピストンを第１コネクティングロッドのスモールエンドに枢支する第１ピストンピンを第１ピストンの中心に対してクランクシャフト回転方向進み側にオフセットするとともに、第２ピストンを第２コネクティングロッドのスモールエンドに枢支する第２ピストンピンを第２ピストンの中心に対してクランクシャフト回転方向遅れ側にオフセットしたので、コネクティングロッドに大きな圧縮力が作用する圧縮行程或いは膨張行程においてコネクティングロッドが大きく傾斜したときに、前記圧縮力で第１、第２ピストンにピストンピン回りのモーメントを作用させてピストン側壁のスカート部を更に強くシリンダ側壁に圧接し、剛性の低いスカート部を変形させて前記スラスト力を分散することができる。このように比較的に低温で潤滑油の供給も充分なピストン側壁のスカート部で前記スラスト力を分散して受け止めることにより、ピストンとシリンダとの焼付を確実に防止して耐焼付性を向上させるとともに、摩擦力の減少による燃費の低減を図ることができる。
【００７３】
その上、第１シリンダの吸気バルブの閉弁時期を第２シリンダの吸気バルブの閉弁時期よりも遅らせると共に、第１シリンダの排気バルブの開弁時期を第２シリンダの排気バルブの開弁時期よりも遅らせたので、前記構造のオフセットピストンエンジンにおける第１、第２シリンダの吸気行程の長さの差および排気行程の長さの差を、吸気バルブの閉弁時期および排気バルブの開弁時期の設定で補償し、第１、第２シリンダの出力差を減少させてトルク変動の発生を回避することができる。
【００７４】
また請求項２に記載された発明によれば、第１シリンダの吸気バルブのバルブリフトを第２シリンダの吸気バルブのバルブリフトよりも小さく設定すると共に、第１シリンダの排気バルブのバルブリフトを第２シリンダの排気バルブのバルブリフトよりも大きく設定したことにより、第１、第２シリンダの吸気バルブおよび排気バルブの各々のバルブリフトのタイムエリア或いは総バルブ有効開口面積の差を小さくして、第１、第２シリンダの出力差を更に減少させてトルク変動の発生を一層効果的に回避することができる。
また請求項３に記載された発明によれば、同一のシリンダブロックに、各々複数の第１及び第２シリンダがシリンダヘッドから見て千鳥状に並列配置されるので、エンジンのクランクシャフト軸線方向の寸法を、複数のシリンダを直列配置したものに比べて短縮することができ、且つエンジンのクランクシャフト軸線に直交する方向の寸法を、複数のシリンダをＶ型配置したものに比べて短縮することができる。
【図面の簡単な説明】
【図１】エンジンの正面図（図２の１方向矢視図）
【図２】図１の２−２線断面図
【図３】図２の３−３線断面図
【図４】図３の４−４線断面図
【図５】図１の５−５線断面図
【図６】図５の６−６線断面図
【図７】図２の７−７線断面図
【図８】図２の８−８線拡大断面図
【図９】図８の９−９線断面図
【図１０】図８の１０−１０線断面図
【図１１】図８の１１−１１線断面図シリンダブロックの斜視図
【図１２】シリンダブロックの斜視図
【図１３】ブリーザチャンバの変形例を示す図
【図１４】第１シリンダの作用説明図
【図１５】第２シリンダの作用説明図
【図１６】ピストンのスラスト力を示すグラフ
【図１７】エンジンの各行程のクランク角を説明する図
【図１８】各シリンダに対応するクランクピンの位相を示す図
【図１９】バルブタイミングを示すグラフ
【図２０】バルブリフトのタイムエリア算出手法の説明図
【図２１】バルブリフトとバルブ有効開口面積との関係を示す図
【図２２】第２実施例に係る、第１シリンダの動弁装置の平面図
【図２３】図２２の２３−２３線断面図
【図２４】図２２の２４−２４線断面図
【図２５】第２実施例に係る、第２シリンダの動弁装置の平面図
【図２６】図２５の２６−２６線断面図
【図２７】図２５の２７−２７線断面図
【図２８】第３実施例に係る、第１シリンダの動弁装置の平面図
【図２９】図２８の２９−２９線断面図
【図３０】図２８の３０−３０線断面図
【図３１】第３実施例に係る、第２シリンダの動弁装置の平面図
【図３２】図３１の３２−３２線断面図
【図３３】図３１の３３−３３線断面図
【符号の説明】
１          クランクシャフト
６1         第１シリンダ（シリンダ）
６2         第２シリンダ（シリンダ）
７1         第１ピストン（ピストン）
７2         第２ピストン（ピストン）
８1         第１コネクティングロッド（コネクティングロッド）
８2         第２コネクティングロッド（コネクティングロッド）
９1         第１ピストンピン（ピストンピン）
９2         第２ピストンピン（ピストンピン）
２１        吸気バルブ
Ｌｃ1       第１シリンダ軸線（軸線）
Ｌｃ2       第２シリンダ軸線（軸線）
Ｌｓ        クランクシャフト軸線（軸線）
【図１】
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【図２】
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【図３】
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【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
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【図８】
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【図９】
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【図１０】
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【図１１】
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【図１２】
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【図１３】
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【図１４】
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【図１５】
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【図１６】
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【図１７】
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【図１８】
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【図１９】
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【図２０】
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【図２１】
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【図２２】
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【図２３】
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【図２４】
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【図２５】
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【図２６】
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【図２７】
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【図２８】
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【図２９】
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【図３０】
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【図３１】
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【図３２】
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【図３３】
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