(57)【要約】【課題】クランクケースの大型化、構造の複雑化および重量の増加を抑制しつつクランク軸の打音を低減することが可能なエンジンおよび車両を提供する。【解決手段】後輪７を駆動するためのトルクを伝達する動力伝達部材がクランク軸に取り付けられる。クランク軸は、同一種類の軸受２３０，２４０により支持される。軸受２４０は、軸受２３０に比べ動力伝達部材から遠くに位置する。軸受２４０のラジアル方向の軸受隙間は軸受２３０のラジアル方向の軸受隙間よりも小さい。【選択図】図２
2015007406.tif 000002
【特許請求の範囲】
【請求項１】
車輪を回転させるためのトルクを発生するエンジンであって、
前記車輪を駆動するためのトルクを伝達する動力伝達部材が取り付けられるクランク軸と、
前記クランク軸を支持する同一種類の第１および第２の軸受とを備え、
前記第２の軸受は、前記第１の軸受に比べ前記動力伝達部材から遠くに位置し、
前記第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間は、前記第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間よりも小さい、エンジン。
【請求項２】
前記第１および第２の軸受はそれぞれ第１および第２の転がり軸受であり、
前記第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間は前記第１の転がり軸受のラジアル内部隙間であり、前記第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間は前記第２の転がり軸受のラジアル内部隙間である、請求項１記載のエンジン。
【請求項３】
前記クランク軸と前記第２の軸受とがエンジンとして組み立てられた状態において、前記第２の軸受のラジアル内部隙間は０以下である、請求項２記載のエンジン。
【請求項４】
前記第２の軸受の内輪は前記クランク軸に締まり嵌めにより取り付けられる、請求項２または３記載のエンジン。
【請求項５】
前記第１および第２の軸受を保持するクランクケースをさらに備え、
前記第２の軸受の外輪は前記クランクケースに締まり嵌めにより取り付けられる、請求項２〜４のいずれか一項に記載のエンジン。
【請求項６】
前記第１および第２の軸受はそれぞれ第１および第２のすべり軸受であり、
前記第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間は、前記第１のすべり軸受の内面と前記クランク軸の外周面との間の隙間であり、前記第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間は、前記第２のすべり軸受の内面と前記クランク軸の外周面との間の隙間である、請求項１記載のエンジン。
【請求項７】
前記第１および第２の軸受を保持する第１および第２のハウジングと、
前記第１および第２のハウジングを保持するクランクケースとをさらに備え、
前記第２の軸受は前記第２のハウジングに締まり嵌めにより取り付けられる、請求項６記載のエンジン。
【請求項８】
前記第２の軸受の剛性は前記第１の軸受の剛性よりも高い、請求項１〜７のいずれか一項に記載のエンジン。
【請求項９】
前記第１の軸受の剛性は前記第２の軸受の剛性よりも高い、請求項１〜７のいずれか一項に記載のエンジン。
【請求項１０】
前記動力伝達部材は、ベルト式無段変速機のベルトである、請求項１〜９のいずれか一項に記載のエンジン。
【請求項１１】
請求項１〜１０のいずれか一項に記載のエンジンと、
前記エンジンにより発生されるトルクにより移動する本体部とを備えた、車両。
【発明の詳細な説明】
【技術分野】
【０００１】
本発明は、クランク軸を支持する軸受を備えたエンジンおよび車両に関する。
【背景技術】
【０００２】
自動二輪車等の車両のエンジンにおいては、クランク軸が複数の軸受により回転可能にクランクケースに支持される。クランク軸のクランクピンがコンロッド（コネクティングロッド）を介してピストンに連結される。ピストンの往復運動がクランク軸の回転運動に変換される。この際に、ピストンからの圧力がコンロッドを介してクランク軸に伝達される。それにより、クランク軸のガタつきに起因する打音が発生することがある。そのため、打音を抑制することが要求されている（例えば、特許文献１）。
【０００３】
特許文献１に記載された軸受構造においては、クランク軸の左ジャーナル軸部がボール軸受により支持され、右ジャーナル軸部がローラ軸受により支持される。クランク軸の右側端部には、ギア群が固定される。ボール軸受のアウタレース（外輪）はクランクケースの一方の軸受孔に遊嵌され、ローラ軸受のアウタレースは他方の軸受孔に圧入嵌合される。これにより、ローラ軸受におけるクランク軸のガタつきを抑制しつつ、クランクケースへのクランク軸の組付けおよびメンテナンスを容易にしている。
【先行技術文献】
【特許文献】
【０００４】
【特許文献１】特開２００５−１０５９２１号公報
【発明の概要】
【発明が解決しようとする課題】
【０００５】
特許文献１においては、上記の構成に加えて、ガタ吸収手段が設けられる。ガタ吸収手段においては、プッシュプラグがシリンダとクランク軸との間で、クランク軸と平行に配置される。プッシュプラグは、ボール軸受のアウタレースをクランクケースの軸受孔内で爆発圧力を受ける側に押付けるように付勢される。すなわち、ボール軸受のアウタレースは、プッシュプラグによりクランク軸の軸線に対して垂直方向に押圧される。これにより、ボール軸受におけるクランク軸のガタつきが防止される。
【０００６】
しかしながら、上記のガタ吸収手段をクランクケースに設けるためには、クランクケースの設計を大きく変更する必要が生じる。また、クランクケースが大型化するとともにクランクケースの構造が複雑化し重量が増加する。
【０００７】
本発明の目的は、クランクケースの大型化、構造の複雑化および重量の増加を抑制しつつクランク軸の打音を低減することが可能なエンジンおよび車両を提供することである。
【課題を解決するための手段】
【０００８】
（１）第１の発明に係るエンジンは、車輪を回転させるためのトルクを発生するエンジンであって、車輪を駆動するためのトルクを伝達する動力伝達部材が取り付けられるクランク軸と、クランク軸を支持する同一種類の第１および第２の軸受とを備え、第２の軸受は、第１の軸受に比べ動力伝達部材から遠くに位置し、第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間は、第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間よりも小さいものである。
【０００９】
このエンジンにおいては、車輪を駆動するためのトルクを伝達する動力伝達部材がクランク軸に取り付けられる。クランク軸は、同一種類の第１および第２の軸受により支持される。第２の軸受は、第１の軸受に比べ動力伝達部材から遠くに位置する。
【００１０】
このような構成の下、本願発明者は、クランク軸の打音に関して、下記のようなメカニズムがあることを知見した。
【００１１】
クランク軸が動力伝達部材を介してトルクを伝達する場合には、クランク軸は動力伝達部材から反力を受けることによりわずかに傾斜する。この場合、第２の軸受と動力伝達部材との間の距離は、第１の軸受と動力伝達部材との間の距離よりも長い。
【００１２】
そのため、クランク軸がピストンからの爆発圧力による衝撃荷重を受けた際に、クランク軸の第２の軸受により支持される部分が移動するラジアル方向の隙間（以下、移動隙間と呼ぶ）は、クランク軸の第１の軸受により支持される部分のラジアル方向の移動隙間よりも大きくなる。ここで、転がり軸受を用いた場合の移動隙間は、クランク軸の外周面と軸受の内周面との隙間および軸受の内部隙間の合計である。また、すべり軸受を用いた場合の移動隙間は、クランク軸の外周面と軸受の内周面との隙間である。このような状況において、本願発明者は、爆発圧力による衝撃荷重を受けた際に、クランク軸の第２の軸受により支持される部分が移動隙間を移動することにより生じる打音の影響が、他の部分の打音への影響に比べ大きいことを見出した。
【００１３】
上記の構成によれば、第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間は第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間よりも小さい。そのため、クランク軸が動力伝達部材から反力を受けた際にもクランク軸の第２の軸受により支持される部分のラジアル方向の移動隙間が低減される。これにより、クランク軸のラジアル方向の変位による打音が低減される。この場合、クランク軸の変位量を低減するためにクランクケースに追加の構造を設ける必要がない。その結果、エンジンのクランクケースの大型化、構造の複雑化および重量の増加を抑制しつつクランク軸の打音を低減することができる。
【００１４】
（２）第１および第２の軸受はそれぞれ第１および第２の転がり軸受であり、第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間は第１の転がり軸受のラジアル内部隙間であり、第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間は第２の転がり軸受のラジアル内部隙間であってもよい。
【００１５】
この場合、第１および第２の軸受として転がり軸受を用いることにより、クランク軸のスラスト方向の移動が規制される。それにより、クランク軸のスラスト方向の変位による打音が低減される。その結果、簡単な構成でクランク軸の打音を低減することができる。
【００１６】
（３）クランク軸と第２の軸受とがエンジンとして組み立てられた状態において、第２の軸受のラジアル内部隙間は０以下であってもよい。
【００１７】
この場合、クランク軸の第２の軸受により支持される部分のラジアル方向の移動隙間が低減される。それにより、クランク軸の打音をより低減することができる。第１および第２の軸受がそれぞれ転がり軸受であるため、第２の軸受のラジアル内部隙間が０以下であっても、クランク軸の回転が妨げられない。また、第２の軸受のラジアル内部隙間が０以下であることにより、クランク軸の打音が十分に低減される。そのため、第１の軸受のラジアル内部隙間を０以下にする必要がない。したがって、摩擦トルクの増加を最小限にすることができる。
【００１８】
（４）第２の軸受の内輪はクランク軸に締まり嵌めにより取り付けられてもよい。
【００１９】
この場合、第２の軸受の内輪内でのクランク軸のラジアル方向のガタつきを防止することができる。それにより、クランク軸の打音を低減することができる。
【００２０】
（５）エンジンは、第１および第２の軸受を保持するクランクケースをさらに備え、第２の軸受の外輪はクランクケースに締まり嵌めにより取り付けられてもよい。
【００２１】
この場合、クランクケース内での第２の軸受のガタつきが防止される。また、第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間を第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間よりも容易に小さくすることができる。それにより、クランク軸の打音を低減することができる。
【００２２】
（６）第１および第２の軸受はそれぞれ第１および第２のすべり軸受であり、第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間は、第１のすべり軸受の内面とクランク軸の外周面との間の隙間であり、第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間は、第２のすべり軸受の内面とクランク軸の外周面との間の隙間であってもよい。
【００２３】
すべり軸受は他の種類の軸受に比べて高い剛性を有する。そのため、第１および第２の軸受をそれぞれ第１および第２のすべり軸受にすることにより、クランク軸の打音の発生周波数領域における振動を低減することができる。これにより、簡単な構成でクランク軸の打音を低減することができる。
【００２４】
（７）エンジンは、第１および第２の軸受を保持する第１および第２のハウジングと、第１および第２のハウジングを保持するクランクケースとをさらに備え、第２の軸受は第２のハウジングに締まり嵌めにより取り付けられてもよい。
【００２５】
この場合、クランクケース内での第２の軸受のガタつきが防止される。また、第２の軸受のラジアル方向の軸受隙間を第１の軸受のラジアル方向の軸受隙間よりも容易に小さくすることができる。それにより、クランク軸の打音を低減することができる。
【００２６】
（８）第２の軸受の剛性は第１の軸受の剛性よりも高くてもよい。
【００２７】
この場合、クランク軸の第２の軸受により支持される部分の振動が低減される。これにより、クランク軸の第２の軸受により支持される部分の打音をより低減することができる。
【００２８】
（９）第１の軸受の剛性は第２の軸受の剛性よりも高くてもよい。この場合、クランク軸の第１の軸受により支持される部分の振動が低減される。
【００２９】
（１０）動力伝達部材は、ベルト式無段変速機のベルトであってもよい。この構成によれば、ベルトがクランク軸を引っ張る力が発生する場合でも、クランク軸の打音を低減することができる。
【００３０】
（１１）第２の発明に係る車両は、第１の発明に係るエンジンと、エンジンにより発生されるトルクにより移動する本体部とを備えたものである。
【００３１】
この車両においては、上記エンジンにより発生されるトルクにより本体部が移動する。エンジンにおいては、クランク軸が動力伝達部材を介してトルクを伝達する場合でも、クランク軸の第２の軸受により支持される部分のラジアル方向の移動隙間が低減される。これにより、クランク軸のラジアル方向の変位による打音が低減される。この場合、クランク軸の変位量を低減するためにクランクケースに追加の構造を設ける必要がない。その結果、エンジンのクランクケースの大型化、構造の複雑化および重量の増加を抑制しつつクランク軸の打音を低減することができる。
【発明の効果】
【００３２】
本発明によれば、クランクケースの大型化、構造の複雑化および重量の増加を抑制しつつクランク軸の打音を低減することができる。
【図面の簡単な説明】
【００３３】
【図１】本発明の一実施の形態に係る自動二輪車の概略構成を示す模式的側面図である。
【図２】上方から見た動力伝達装置の水平断面図である。
【図３】軸受の拡大断面図である。
【図４】軸受およびその周辺の拡大断面図である。
【図５】図４のＡ−Ａ線断面図である。
【図６】クランクウェブおよびその周辺の拡大断面図である。
【図７】軸受の組み合わせの他の例を示す模式図である。
【図８】軸受の組み合わせのさらに他の例を示す模式図である。
【図９】軸受がすべり軸受である場合における上方から見た動力伝達装置の水平断面図である。
【図１０】軸受がすべり軸受である場合における軸受の拡大断面図である。
【図１１】燃焼荷重方向とＶベルトによる引っ張り力の方向との関係を示す模式図である。
【図１２】動力伝達部材としてギア群を用いた場合のエンジンの構成を示す模式図である。
【発明を実施するための形態】
【００３４】
（１）自動二輪車
図１は、本発明の一実施の形態に係る自動二輪車の概略構成を示す模式的側面図である。図１の自動二輪車は、車両の一例である。以下の説明において、前、後、左および右とは、自動二輪車の運転者の視点に基づく前、後、左および右を意味する。図１の自動二輪車１００においては、車体１の前部にフロントフォーク２が左右方向に揺動可能に設けられる。フロントフォーク２の上端にハンドル４が取り付けられ、フロントフォーク２の下端に前輪３が回転可能に取り付けられる。
【００３５】
車体１の略中央上部にシート５が設けられる。シート５の下方に制御装置６が設けられる。本実施の形態においては、制御装置６は例えばＥＣＵ（電子制御ユニット；Electronic Control Unit）である。制御装置６の下方に動力伝達装置５００が設けられる。動力伝達装置５００は、例えば４ストロークの単気筒エンジン２００（後述する図２参照）を含む。車体１の後端下部には後輪７が回転可能に取り付けられる。動力伝達装置５００のエンジン２００により発生される動力により後輪７が回転駆動される。
【００３６】
図２は、上方から見た動力伝達装置５００の水平断面図である。図２に示すように、動力伝達装置５００は、エンジン２００およびＶベルト式無段変速機（ＣＶＴ）３００を含む。エンジン２００は、クランクケース２１０、クランク軸２２０、軸受２３０，２４０、シリンダ２５０、ピストン２６０およびコンロッド（コネクティングロッド）２７０を含む。
【００３７】
本例では、クランクケース２１０は、左ケース部材２１１および右ケース部材２１２を嵌め合わせることにより構成される左右分割式クランクケースである。左ケース部材２１１および右ケース部材２１２は、例えばアルミニウムにより形成される。軸受２３０，２４０は、それぞれ左ケース部材２１１および右ケース部材２１２に支持される。
【００３８】
本例では、クランク軸２２０は組み立て式クランク軸であり、一対のクランクジャーナル２２１，２２２、一対のクランクウェブ２２３，２２４およびクランクピン２２５を含む。クランクウェブ２２３，２２４の各々は、クランクアームおよびバランスウェイトを含む。本例においては、クランクジャーナル２２１とクランクウェブ２２３とが一体的に構成され、クランクジャーナル２２２とクランクウェブ２２４とが一体的に構成される。
【００３９】
クランクウェブ２２３，２２４のクランクアーム間にコンロッド２７０の大端部が配置される。この状態で、クランクウェブ２２３，２２４のクランクアームおよびコンロッド２７０の大端部がクランクピン２２５により互いに回転可能に接続される。左側のクランクジャーナル２２１が軸受２３０により回転可能に支持され、右側のクランクジャーナル２２２が軸受２４０により回転可能に支持される。ピストン２６０は、シリンダ２５０内で往復動可能に設けられる。コンロッド２７０の小端部はピストンピンによりピストン２６０に接続される。
【００４０】
ＣＶＴ３００は、変速機ケース３１０、駆動プーリ３２０、従動プーリ３３０およびＶベルト３４０を含む。変速機ケース３１０は、駆動プーリ３２０、従動プーリ３３０およびＶベルト３４０を収容するとともに、自動二輪車１００のメイン軸１２０および後輪軸１４０を回転可能に支持する。駆動プーリ３２０は、クランク軸２２０の左端部に取り付けられる。したがって、軸受２４０は、軸受２３０に関してＶベルト３４０と反対側に位置する。従動プーリ３３０は、メイン軸１２０に取り付けられる。Ｖベルト３４０は、駆動プーリ３２０および従動プーリ３３０に架け渡される。
【００４１】
ピストン２６０の往復運動が、コンロッド２７０を介してクランク軸２２０の回転運動に変換される。クランク軸２２０の回転運動は、駆動プーリ３２０およびＶベルト３４０を介して従動プーリ３３０に伝達される。従動プーリ３３０の回転運動は、発進クラッチ１１０を介してメイン軸１２０に伝達される。メイン軸１２０の回転運動は、ギア機構１３０を介して後輪軸１４０に伝達される。後輪軸１４０が回転することにより、後輪軸１４０に固定された後輪７が回転する。
【００４２】
（２）エンジンの構成
図３は、軸受２３０，２４０の拡大断面図である。図３（ａ），（ｂ）は、それぞれ軸受２３０，２４０を示す。軸受２３０，２４０は互いに同一の種類の軸受であり、本例では軸受２３０，２４０は転がり軸受である。転がり軸受は、玉軸受およびころ軸受を含む。また、ころ軸受は、円筒ころ軸受、棒状ころ軸受、針状ころ軸受および円錐ころ軸受を含む。軸受２３０，２４０によりクランク軸２２０のスラスト方向（クランク軸２２０の軸方向）の移動が規制される。それにより、クランク軸２２０のスラスト方向の変位による打音が低減される。
【００４３】
図３（ａ）に示すように、軸受２３０は、内輪（インナレース）２３１、外輪（アウタレース）２３２、転がり部材２３３および保持具（リテーナ）２３４（後述する図５参照）を含む。内輪２３１および外輪２３２は円環状を有する。それにより、内輪２３１の中心に略円形状の孔２３０ｈが形成される。複数の転がり部材２３３は、保持具２３４により内輪２３１と外輪２３２との間に略等間隔で配置される。
【００４４】
本例においては、転がり軸受である軸受２３０は、玉軸受である。したがって、転がり部材２３３は球状を有する。転がり部材２３３と内輪２３１との間の隙間を隙間２３１ｃと呼び、転がり部材２３３と外輪２３２との間の隙間を隙間２３２ｃと呼ぶ。隙間２３１ｃと隙間２３２ｃとの和、すなわち軸受２３０のラジアル内部隙間が軸受２３０のラジアル方向（クランク軸２２０の半径方向）の軸受隙間２３０ｃとなる。
【００４５】
同様に、図３（ｂ）に示すように、軸受２４０は、内輪２４１、外輪２４２、転がり部材２４３および図示しない保持具を含む。内輪２４１および外輪２４２は円環状を有する。それにより、内輪２４１の中心に略円形状の孔２４０ｈが形成される。複数の転がり部材２４３は、保持具により内輪２４１と外輪２４２との間に略等間隔で配置される。
【００４６】
本例においては、転がり軸受である軸受２４０は、玉軸受である。したがって、転がり部材２４３は球状を有する。転がり部材２４３と内輪２４１との間の隙間を隙間２４１ｃと呼び、転がり部材２４３と外輪２４２との間の隙間を隙間２４２ｃと呼ぶ。隙間２４１ｃと隙間２４２ｃとの和、すなわち軸受２４０のラジアル内部隙間が軸受２４０のラジアル方向の軸受隙間２４０ｃとなる。
【００４７】
図３（ａ），（ｂ）に示すように、軸受２４０のラジアル方向の軸受隙間２４０ｃは軸受２３０のラジアル方向の軸受隙間２３０ｃよりも小さい。この場合、軸受２４０により支持されるクランクジャーナル２２２のラジアル方向の移動隙間を低減することができる。
【００４８】
ここで、クランクジャーナル２２１の移動隙間は、クランクジャーナル２２１の外周面と軸受２３０の内周面との隙間、軸受２３０のラジアル内部隙間、および軸受２３０の外周面と左ケース部材２１１の後述する孔２１１ｈ（本例では後述する孔２１３ｈ）の内周面との隙間の合計である。クランクジャーナル２２２の移動隙間は、クランクジャーナル２２２の外周面と軸受２４０の内周面との隙間、軸受２４０のラジアル内部隙間、および軸受２４０の外周面と右ケース部材２１２の後述する孔２１２ｈ（本例では後述する孔２１３ｈ）の内周面との隙間の合計である。
【００４９】
クランク軸２２０のクランクジャーナル２２１が軸受２３０の孔２３０ｈに挿通される。また、クランク軸２２０のクランクジャーナル２２２が軸受２４０の孔２４０ｈに挿通される。これにより、クランク軸２２０が軸受２３０，２４０により支持される。軸受２４０の内輪２４１はクランク軸２２０に締まり嵌めにより取り付けられることが好ましい。本例においては、クランクジャーナル２２２は、軸受２４０の孔２４０ｈに圧入される。これにより、軸受２４０の内輪２４１内でのクランクジャーナル２２２のラジアル方向のガタつきが防止される。
【００５０】
クランク軸２２０および軸受２４０がクランクケース２１０に組み付けられた状態で軸受２４０のラジアル方向の軸受隙間２４０ｃは０以下（０または負）であることが好ましい。軸受２３０，２４０がそれぞれ転がり軸受であるため、軸受２４０の軸受隙間２４０ｃが０以下であっても、クランク軸２２０の回転が妨げられない。また、後述するように、クランク軸２２０の打音が十分に低減されるので、軸受２３０の軸受隙間２３０ｃを０以下にする必要がない。したがって、摩擦トルクの増加を最小限にすることができる。
【００５１】
また、本例においては、軸受２３０の外径は軸受２４０の外径よりも大きく、軸受２３０の剛性は軸受２４０の剛性よりも高い。ここで、剛性は定格荷重で表される。この場合、軸受２３０により支持されるクランクジャーナル２２１の振動が低減される。
【００５２】
図４は、軸受２３０，２４０およびその周辺の拡大断面図である。図４に示すように、クランクケース２１０は、例えば鉄からなる一対のインサート２１３を有する。各インサート２１３は円環状の部材である。それにより、各インサート２１３は略円形状の孔２１３ｈを有する。左ケース部材２１１および右ケース部材２１２は、それぞれ略円形状の孔２１１ｈ，２１２ｈを有する。
【００５３】
左ケース部材２１１の孔２１１ｈ内に一方のインサート２１３が鋳込まれる。それにより、左ケース部材２１１に一方のインサート２１３が一体的に設けられる。右ケース部材２１２の孔２１２ｈ内に他方のインサート２１３が鋳込まれる。それにより、右ケース部材２１２に他方のインサート２１３が一体的に設けられる。その結果、クランクケース２１０の軸受２３０，２４０が取り付けられる部分の耐久性および剛性を向上させることができる。
【００５４】
軸受２３０は一方のインサート２１３により孔２１３ｈ内で支持され、軸受２４０は他方のインサート２１３により孔２１３ｈ内で支持される。軸受２４０の外輪２４２はインサート２１３に締まり嵌めにより取り付けられることが好ましい。本例においては、軸受２４０は、他方のインサート２１３の孔２１３ｈに圧入される。これにより、軸受２４０のラジアル方向の軸受隙間２４０ｃを軸受２３０のラジアル方向の軸受隙間２３０ｃよりも小さくすることができる。
【００５５】
図５は、図４のＡ−Ａ線断面図である。以下、ピストン２６０の往復動の方向を燃焼荷重方向と呼び、図５において矢印で示す。また、燃焼荷重方向に直交する方向を荷重直交方向と呼ぶ。各インサート２１３の燃焼荷重方向における寸法は、荷重直交方向における寸法よりも大きく設計される。図５の例においては、インサート２１３は楕円形状の外周部を有する。インサート２１３は、長軸および短軸がそれぞれ燃焼荷重方向および荷重直交方向に平行になるように配置される。インサート２１３は長円形状の外周部を有してもよい。
【００５６】
インサートの外周部が略真円形状を有する場合、自動二輪車１００の暖機運転時には、アルミニウム製の左ケース部材２１１および右ケース部材２１２の熱膨張により、鉄製のインサートに引張り応力が作用する。これにより、インサートに単体の鉄製の部材の熱膨張よりも大きい熱膨張が発生することがある。この場合、軸受２３０，２４０とインサートとの間に隙間が発生し、その隙間に起因する影響が大きくなる。隙間に起因する影響は、軸受２３０，２４０とインサートとの接触音、軸受２３０，２４０とインサートとの間の隙間における衝撃荷重による振動、およびクランク軸２２０の機械損失を含む。
【００５７】
これに対し、本例においては、燃焼荷重方向におけるインサート２１３の外周部の寸法は、荷重直交方向におけるインサート２１３の外周部の寸法よりも大きく設計される。すなわち、インサート２１３の燃焼荷重方向における厚みは、荷重直交方向における厚みよりも大きい。この場合、インサート２１３は燃焼荷重方向において高い剛性を有するので、熱膨張時におけるクランクケース２１０の引張り応力によるインサート２１３の変形の度合いが低減される。これにより、軸受２３０，２４０とインサート２１３との間に隙間が発生することが防止される。その結果、軸受２３０，２４０とインサートとの間の隙間に起因する影響を低減することができる。
【００５８】
また、荷重直交方向におけるインサート２１３の変形の度合いは小さいので、荷重直交方向において軸受２３０，２４０とインサート２１３との間に隙間はほとんど発生しない。したがって、荷重直交方向における軸受２３０，２４０とインサートとの間の隙間に起因する影響はほとんどない。そのため、インサート２１３の荷重直交方向における厚みを最小限にすることができる。これにより、インサート２１３の重量が増加することを防止することができるとともに、インサート２１３のコストを低減することができる。
【００５９】
図６は、クランクウェブ２２３，２２４およびその周辺の拡大断面図である。図６に示すように、クランクウェブ２２３はクランクアーム２２３Ａおよびバランスウェイト２２３Ｂを含む。クランクウェブ２２４はクランクアーム２２４Ａおよびバランスウェイト２２４Ｂを含む。
【００６０】
クランクアーム２２３Ａ，２２４Ａの互いに対向する面のうちピストン２６０（図２）に最も近い端部領域をそれぞれ端部内側面２２３ａ，２２４ａと呼ぶ。端部内側面２２３ａ，２２４ａは、クランク軸２２０側からピストン２６０側へ外方に傾斜するようにテーパ状に形成される。それにより、端部内側面２２３ａとコンロッド２７０の大端部２７０Ｌの側面との間の間隔がクランク軸２２０側からピストン２６０側へ漸次拡大する。また、端部内側面２２４ａとコンロッド２７０の大端部２７０Ｌの側面との間の間隔がクランク軸２２０側からピストン２６０側へ漸次拡大する。この場合、端部内側面２２３ａ，２２４ａとコンロッド２７０の大端部２７０Ｌの側面との間の最大間隔ｔは、例えば０．１ｍｍ〜０．５ｍｍである。
【００６１】
バランスウェイト２２３Ｂ，２２４Ｂの互いに外方を向く側面をそれぞれ外側面２２３ｂ，２２４ｂと呼ぶ。外側面２２３ｂ，２２４ｂは、クランク軸２２０側からピストン２６０と反対側へ内方に傾斜するようにテーパ状に形成される。それにより、外側面２２３ｂと軸受２３０（図２）の側面との間の間隔がクランク軸２２０側からピストン２６０の反対側へ漸次拡大する。また、外側面２２４ｂと軸受２４０（図２）の側面との間の間隔がクランク軸２２０側からピストン２６０の反対側へ漸次拡大する。
【００６２】
エンジン２００の燃費および出力を向上させるために燃焼速度を増加させた場合、ピストン２６０からの燃焼荷重が増加することにより、クランクピン２２５が撓むことがある。これにより、図６に矢印で示すように、クランク軸２２０が変形する場合には、クランクアーム２２３Ａの端部内側面２２３ａがコンロッド２７０の大端部２７０Ｌの側面に接近し、クランクアーム２２４Ａの内側面２２４ａがコンロッド２７０の大端部２７０Ｌの側面に接近する。また、バランスウェイト２２３Ｂの外側面２２３ｂが軸受２３０（図２）に接近し、バランスウェイト２２４Ｂの外側面２２４ｂが軸受２４０（図２）に接近する。
【００６３】
本実施の形態では、クランクアーム２２３Ａ，２２４Ａの端部内側面２２３ａ，２２４ａがテーパ状に形成されているので、端部内側面２２３ａ，２２４ａが大端部２７０Ｌの側面に衝突することが防止される。また、バランスウェイト２２３Ｂ，２２４Ｂの外側面２２３ｂ，２２４ｂがテーパ状に形成されているので、外側面２２３ｂ，２２４ｂが軸受２３０，２４０の側面に衝突することが防止される。
【００６４】
これにより、クランクウェブ２２３，２２４の重量の増加および大幅な構造の変更を回避しつつクランク軸２２０の打音を低減することができる。また、摩擦によるクランク軸２２０のトルクの損失を低減するとともに、燃費および出力を向上させることが可能になる。
【００６５】
（３）効果
エンジンのクランク軸のトルクがＣＶＴのＶベルトを介して伝達される場合には、クランク軸がＶベルトから引っ張り力を受けることによりわずかに傾斜する。クランク軸がピストンからの爆発圧力による衝撃荷重を受けた際に、Ｖベルトから遠い位置で軸受により支持されるクランクジャーナルのラジアル方向の移動隙間は、Ｖベルトに近い位置で軸受により支持されるクランクジャーナルのラジアル方向の移動隙間よりも大きくなる。そのため、Ｖベルトから遠い位置で軸受により支持されるクランクジャーナルがラジアル方向に移動することにより生じる打音の影響は、他の部分の打音への影響に比べ大きい。
【００６６】
本実施の形態に係るエンジン２００の構成によれば、軸受２４０のラジアル方向の軸受隙間２４０ｃは軸受２３０のラジアル方向の軸受隙間２３０ｃよりも小さい。そのため、クランク軸２２０がＶベルト３４０から引っ張り力を受けた際にも、軸受２４０により支持されるクランクジャーナル２２２のラジアル方向の移動隙間が低減される。これにより、クランク軸２２０のラジアル方向の変位による打音が低減される。この場合、クランク軸２２０の変位量を低減するためにクランクケース２１０に追加の構造を設ける必要がない。その結果、エンジンのクランクケース２１０の大型化、構造の複雑化および重量の増加を抑制しつつクランク軸２２０の打音を低減することができる。
【００６７】
（４）他の実施の形態
（ａ）上記実施の形態において、軸受２３０の外径が軸受２４０の外径よりも大きく、軸受２３０の剛性は軸受２４０の剛性よりも高いが、これに限定されない。軸受２４０の外径が軸受２３０の外径よりも大きく、軸受２４０の剛性が軸受２３０の剛性よりも高くてもよい。この場合、軸受２４０により支持されるクランクジャーナル２２２の振動が低減される。これにより、クランク軸２２０の打音を低減することができる。
【００６８】
（ｂ）上記実施の形態において、軸受２３０，２４０は転がり軸受である玉軸受であるが、これに限定されず、軸受２３０，２４０の一方または両方が玉軸受以外の転がり軸受であってもよい。
【００６９】
図７は、軸受２３０，２４０の組み合わせの他の例を示す模式図である。図７の例では、軸受２３０，２４０はそれぞれころ軸受である。軸受２４０のラジアル内部隙間は軸受２３０のラジアル内部隙間よりも小さい。一般的に、ころ軸受の剛性は玉軸受の剛性よりも高い。そのため、図７の例では、図４の例に比べて軸受２３０，２４０の剛性を高くすることができる。それにより、軸受２３０，２４０により支持されるクランクジャーナル２２１，２２２の振動がさらに低減される。また、軸受２３０，２４０の小型化および軽量化が可能となる。それにより、クランクケース２１０の小型化および軽量化が可能となる。
【００７０】
図８は、軸受２３０，２４０の組み合わせのさらに他の例を示す模式図である。図８の例では、軸受２３０が玉軸受であり、軸受２４０がころ軸受である。軸受２４０のラジアル内部隙間は軸受２３０のラジアル内部隙間よりも小さい。上記のように、ころ軸受の剛性は玉軸受の剛性よりも高い。そのため、図８の例では、軸受２４０の剛性を軸受２３０の剛性よりも高くすることができる。それにより、軸受２４０により支持されるクランクジャーナル２２２の振動がさらに低減される。また、軸受２４０の小型化および軽量化が可能となる。それにより、クランクケース２１０の小型化および軽量化が可能となる。
【００７１】
（ｃ）上記実施の形態において、軸受２３０，２４０は転がり軸受であるが、これに限定されない。例えば、軸受２３０，２４０はすべり軸受であってもよい。軸受２３０，２４０としてすべり軸受を用いた場合の移動隙間は、クランク軸２２０の外周面と軸受の内周面との隙間である。図９は、軸受２３０，２４０がすべり軸受である場合における上方から見た動力伝達装置５００の水平断面図である。ＣＶＴ３００の構成は、図２のＣＶＴ３００の構成と同様である。
【００７２】
図９に示すように、軸受２３０，２４０がすべり軸受である場合、エンジン２００は一対のハウジング２８０をさらに含む。一方のハウジング２８０は、左ケース部材２１１のインサート２１３の孔２１３ｈ内に嵌め込まれることにより、左ケース部材２１１に保持される。他方のハウジング２８０は、右ケース部材２１２のインサート２１３の孔２１３ｈ内に嵌め込まれることにより、右ケース部材２１２に保持される。
【００７３】
軸受２３０，２４０は、ハウジング２８０により保持される。図１０は、軸受２３０，２４０がすべり軸受である場合における軸受２３０，２４０の拡大断面図である。本例においては、図１０（ａ）に示すように、クランク軸２２０のクランクジャーナル２２１の外周面と軸受２３０の内周面との間の隙間（例えばオイルクリアランス）がラジアル方向の軸受隙間２３０ｃとなる。同様に、図１０（ｂ）に示すように、クランク軸２２０のクランクジャーナル２２２の外周面と軸受２４０の内周面との間の隙間がラジアル方向の軸受隙間２４０ｃとなる。
【００７４】
すべり軸受は転がり軸受等の他の種類の軸受に比べて高い剛性を有する。そのため、軸受２３０，２４０としてすべり軸受を用いることにより、クランク軸２２０の打音の発生周波数領域における振動を低減することができる。これにより、簡単な構成でクランク軸２２０の打音を低減することができる。また、軸受２４０は、右ケース部材２１２に設けられるハウジング２８０に締まり嵌めにより取り付けられることが好ましい。これにより、クランクケース２１０内での軸受２４０のガタつきが防止される。これらの結果、クランク軸２２０の打音を低減することができる。
【００７５】
（ｄ）図１１は、燃焼荷重方向とＶベルト３４０による引っ張り力の方向との関係を示す模式図である。上記実施の形態では、図１１（ａ）に示すように、燃焼荷重方向とＶベルト３４０による引っ張り力の方向とがほぼ平行である。燃焼荷重方向はＶベルト３４０が延びる方向、すなわち駆動プーリ３２０と従動プーリ３３０とを結ぶ方向と略同一である。この場合、クランク軸２２０のラジアル方向の変位による打音が効果的に低減される。
【００７６】
燃焼荷重方向とＶベルト３４０による引っ張り力の方向との関係は、図１１（ａ）の例に限定されない。図１１（ｂ）の例では、燃焼荷重方向とＶベルト３４０による引っ張り力の方向とが９０°またはそれに近い角度で交差している。本発明は、このような構成を有するエンジンにも適用可能である。この場合にも、クランク軸２２０のラジアル方向の変位による打音を低減することができる。
【００７７】
（ｅ）上記実施の形態においては、Ｖベルト３４０が動力伝達部材として働くが、動力伝達部材はＶベルト３４０に限定されない。図１２は、動力伝達部材としてギア群を用いた場合のエンジン２００の構成を示す模式図である。
【００７８】
図１２のエンジン２００では、クランク軸２２０の一端近傍にドライブギア４００が取り付けられる。メイン軸１２０にドリブンギア４１０が取り付けられる。ドライブギア４００とドリブンギア４１０とが噛み合うように設けられる。本例では、ドライブギア４００が動力伝達部材である。図４の軸受２４０は軸受２３０に比べてドライブギア４００から遠い位置に設けられる。
【００７９】
クランク軸２２０がドライブギア４００とともに矢印ａで示す一方向に回転すると、ドリブンギア４１０が矢印ｂで示す逆方向に回転する。この場合、ドライブギア４００およびドリブンギア４１０には上方向の力が働く。それにより、クランク軸２２０の一端は矢印Ｙで示す下方向の反力を受ける。
【００８０】
このような場合でも、上記の構成においては、軸受２４０のラジアル方向の軸受隙間２４０ｃが軸受２３０のラジアル方向の軸受隙間２３０ｃよりも小さいので、クランク軸２２０の右端部のラジアル方向の移動隙間が低減される。これにより、クランク軸２２０のラジアル方向の変位による打音を低減することができる。
【００８１】
（ｆ）上記実施の形態では、動力伝達部材であるＶベルト３４０またはドライブギア４００の一方側に軸受２３０，２４０が設けられるが、本発明は動力伝達部材を挟むように軸受２３０，２４０がクランク軸２２０に設けられる構造にも適用可能である。軸受２４０と動力伝達部材と間の距離が軸受２３０と動力伝達部材と間の距離よりも長い場合、軸受２４０の軸受隙間２４０ｃが軸受２３０の軸受隙間２３０ｃよりも小さく設定される。それにより、クランク軸２２０のラジアル方向の変位による打音を低減することができる。
【００８２】
（ｇ）上記実施の形態において、車両の一例として自動二輪車１００について説明したが、これに限定されない。自動三輪車またはＡＴＶ（All Terrain Vehicle；不整地走行車両）等の他の車両に本発明を適用してもよい。
【００８３】
（５）請求項の各構成要素と実施の形態の各部との対応関係
以下、請求項の各構成要素と実施の形態の各部との対応の例について説明するが、本発明は下記の例に限定されない。
【００８４】
上記実施の形態においては、後輪７が車輪の例であり、エンジン２００がエンジンの例であり、Ｖベルト３４０またはドライブギア４００が動力伝達部材の例であり、クランク軸２２０がクランク軸の例である。軸受２３０，２４０がそれぞれ第１および第２の軸受の例であり、軸受隙間２３０ｃ，２４０ｃが軸受隙間の例であり、ハウジング２８０が第１および第２のハウジングの例である。クランクケース２１０がクランクケースの例であり、ＣＶＴ３００がベルト式無段変速機の例であり、Ｖベルト３４０がベルトの例であり、車体１が本体部の例であり、自動二輪車１００が車両の例である。
【００８５】
請求項の各構成要素として、請求項に記載されている構成または機能を有する他の種々の要素を用いることもできる。
【産業上の利用可能性】
【００８６】
本発明は、クランク軸を支持する軸受を備えたエンジンおよび車両に有効に利用することができる。
【符号の説明】
【００８７】
１  車体
２  フロントフォーク
３  前輪
４  ハンドル
５  シート
６  制御装置
７  後輪
１００  自動二輪車
１１０  発進クラッチ
１２０  メイン軸
１３０  ギア機構
１４０  後輪軸
２００  エンジン
２１０  クランクケース
２１１  左ケース部材
２１１ｈ〜２１３ｈ，２３０ｈ，２４０ｈ  孔
２１２  右ケース部材
２１３  インサート
２２０  クランク軸
２２１，２２２  クランクジャーナル
２２３，２２４  クランクウェブ
２２３Ａ，２２４Ａ  クランクアーム
２２３ａ，２２４ａ  端部内側面
２２３Ｂ，２２４Ｂ  バランスウェイト
２２３ｂ，２２４ｂ  外側面
２２５  クランクピン
２３０，２４０  軸受
２３０ｃ，２４０ｃ  軸受隙間
２３１，２４１  内輪
２３１ｃ，２３２ｃ，２４１ｃ，２４２ｃ  隙間
２３２，２４２  外輪
２３３，２４３  転がり部材
２３４  保持具
２５０  シリンダ
２６０  ピストン
２７０  コンロッド
２７０Ｌ  大端部
２８０  ハウジング
３００  ＣＶＴ
３１０  変速機ケース
３２０  駆動プーリ
３３０  従動プーリ
３４０  Ｖベルト
４００  ドライブギア
４１０  ドリブンギア
５００  動力伝達装置
【図１】
2015007406.tif 000003
【図２】
2015007406.tif 000004
【図３】
2015007406.tif 000005
【図４】
2015007406.tif 000006
【図５】
2015007406.tif 000007
【図６】
2015007406.tif 000008
【図７】
2015007406.tif 000009
【図８】
2015007406.tif 000010
【図９】
2015007406.tif 000011
【図１０】
2015007406.tif 000012
【図１１】
2015007406.tif 000013
【図１２】
2015007406.tif 000014