(57)【特許請求の範囲】
【請求項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ことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項２】
請求項１において、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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項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。
【請求項６】
請求項１ないし５の何れかにおいて、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。
【請求項７】
請求項１ないし６の何れかにおいて、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。
【請求項８】
請求項１ないし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。
【請求項９】
請求項１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。
【請求項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・ＬP ・ＬC ］／［Ｍ・ＬP ・ＬB ］
（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、ＬB はクランク軸とバランサの軸間距離、ＬC は重心・目標位置方向のクランク軸と重心間の距離）
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いることを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項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。
【請求項１２】
請求項１１において、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χ、長径Ａが、
【数１】
0004495161.tif 000009
（但し、ΨＢ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、ΨＦ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。
【請求項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が、上死点の時に
【数２】
0004495161.tif 000010
を満たすことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項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】
0004495161.tif 000011
を満たすことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項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エンジン。
【請求項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αB が、上死点の時に
【数４】
0004495161.tif 000012
を満たすことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項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ｋB が、
【数５】
0004495161.tif 000013
を満たすことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項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ことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項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ク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ことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項２０】
請求項１９において、クランク軸とバランサ軸とを結ぶクランク・バランサ直線が前記重心・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こと特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項２１】
請求項９において、フートレストが固定される車体フレームに搭載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ことを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項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。
【請求項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エンジン。
【請求項２４】
請求項９のバランサ機構付きエンジンを車体フレームに搭載した自動二輪車であって、前記目標位置を前記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。
【請求項２５】
請求項９のバランサ機構付きエンジンを車体フレームの中央付近に搭載し、この車体フレームにフー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。
【請求項２６】
請求項１において、
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から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。
【請求項２７】
請求項２６において、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いることを特徴とするバランサ機構付きエンジン。
【請求項２８】
請求項２６において、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。
【請求項２９】
請求項２６のバランサ機構付きエンジンを車体フレームの中央付近に搭載し、この車体フレームにライダが足を載せるフートレストを固定した自動二輪車であって、前記目標位置は、前記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ダンパであり、該ダンパ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自動二輪車。
【請求項３０】
請求項１のバランサ機構付きエンジンをピボット軸により上下揺動可能に支持した自動二輪車であって、前記ピボット軸に弾性部材製のブッシュを配設したことを特徴とする自動二輪車。
【請求項３１】
請求項１のバランサ機構付きエンジンを車体フレームの中央付近に搭載し、この車体フレームにライダが足を載せるフートレストを固定した自動二輪車であって、前記フートレストに弾性部材製のダンパを装着したことを特徴とする自動二輪車。
【発明の詳細な説明】
【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バ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軸式のバランサ機構を取り付けたスクータ型自動二輪車が開示されている。
【特許文献１】
特開２００３−２３７６７４号公報
【発明の開示】
【発明が解決しようとする課題】
【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】
しかしながら、バランサ軸がクランク軸から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く、振動が車体に伝わるのをリンクによっ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かった。
【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、クランク機構の１次慣性力及びバランサ機構の慣性力を調整することにより、エンジンの任意の目標位置に瞬間回転中心を位置させ、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せる。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バ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エンジンにおいて、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、バランサ軸を含み、バランサ軸とクランク軸とを結ぶクランク・バランサ直線が、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、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エンジンにおいて、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、ピボット軸の振動が、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、軽量化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、バランサ機構は、１軸式のバランサ機構である。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軸式のバ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χ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χおよび長径Ａは次式で求めることができる。
【００１９】
【数６】
0004495161.tif 000002
【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、回転成分が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（α）とを決め、またバランサの大きさ（ｋB ）と位相を決めるものである。
【００２１】
これらのクランクアンバランスの大きさｋと位相αは次式で求めることができる。
【００２２】
【数７】
0004495161.tif 000003
【００２３】
以上のような設計手順は結局下記の公式（１１）〜（１６′）を用いてクランクの１次慣性力楕円の主軸方向χ、長径Ａ、バランサの大きさｋB を求めることに等価であることが解る。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から求められる。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】
0004495161.tif 000004
【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から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から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、単気筒と等価のエンジンとは、１つのシリンダを有するものに限定されるものではなく、例えば２以上のピ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エンジンを含む。
【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、目標位置をエンジンの支持点（例えばピボット軸）付近に設定すれば、この支持点から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クータ型の車両（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】
またこのエンジンが搭載される車体フレームにフートレスト（足置台）を固定した自動二輪車においては、このフー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が、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）〜（１６′）による計算結果からクランクアンバ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】
バ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が、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ａm を発生させる（図７）。
【００４１】
ここでもし重心Ｇに大きさａm ／Ｍ＝Ｆ・ｋB ・ＬB ・ＬP ・ｃｏｓθ／ＩＭの並進力をこの加速度ａm 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ａm 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。
【００４２】
ここにＦは往復質量による慣性力であり、またｋB 、θ…などは図６に示す通りである。
【００４３】
そこでこのように目標位置Ｐでの加速度ａm をキャンセルするために、クランク機構の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ａm をキャンセルできることが明らかになる。
【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ａm を目標位置Ｐでキャンセルするための力（方向一定、大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から離れたクランク軸Ｃに作用する並進力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Ｃ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Ｐに作用する加速度ａr は、
ａr＝Ｆ・σ・ｃｏｓθ［１／Ｍ＋ＬC ・ＬP ／Ｉ］
＝Ｆ・σ・ｃｏｓθ［Ｉ＋Ｍ・Ｌc ・ＬP ］／ＩＭ
ａm＝ａr とするためには
Ｆ・ｋB ・ＬB ・ＬP ／Ｉ＝Ｆ・σ［Ｉ＋Ｍ・ＬC ・ＬP ］／ＩＭ
ｋB／σ＝［Ｉ＋Ｍ・ＬC ・ＬP ］／Ｍ・ＬB ・ＬP ≡λ
この結果、１次慣性力の回転成分の大きさ（ｋB ）を、往復成分の大きさ（σ）のλ倍にすれば前記の仮定すなわち目標位置Ｐにおいて偶力による加速度ａm を並進力による加速度ａr でキャンセルできることが解る。ここにλはλ＝（Ｆ・ｋB ）／（Ｆ・σ）であり、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λ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ａmと逆向きにすること。
【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（クランクバランスから慣性力楕円を求める公式）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巻第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η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ηと本来の主軸方向χ、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ΨF は、ΨF ＋χ＋η＝９０°の関係にあるから、公式（１４）の式が得られる。
【００５０】
なお前記本来の主軸方向χ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っ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η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った慣性力の主軸方向である。
【００５１】
（１次慣性力楕円の長径Ａおよび短径Ｂ、バランサの大きさｋB を求める）
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＝ｋB ／λ＝ｃｏｓη／［ｃｏｓη＋２λｃｏｓ（β−η）］
＝ｓｉｎη／［２λｓｉｎ（β−η）−ｓｉｎη］
となる。
【００５２】
ところで１次慣性力の回転成分（Ｆ・ｋB ）は定義によりバランサの慣性力と同じ大きさである。また回転成分（Ｆ・ｋB ）と往復成分（Ｆ・σ）は定義により、
λ＝ｋB ／σ、ｋB ＝λ・σ
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Ａ（長径Ａ）から、クランクバランスの方向（位相α）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（慣性力楕円から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χ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（αB ）については、偶力がゼロの時に１次慣性力の往復成分も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αB 、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。
【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、ｌ：コンロッド長とする。
【００５６】
（１）１次慣性力の位相遅れ τ： τ＝ｔａｎ-1（δ／ｌ）
（２）１次慣性力の振幅倍率 ε： ε＝{ １＋（δ／ｌ）2 }1/2
（３）１次慣性力の長軸方向χはオフセット無しの場合と共通
χ＝χ0 ＝９０°−（η＋ΨF ）
（４）１次慣性力楕円の長径Ａは振幅倍率εだけ大きくなり、下記式で表される。
【００５７】
【数９】
0004495161.tif 000005
【００５８】
（５）クランクバランスの方向 (角度)αは位相遅れτだけ小さくなる。
【００５９】
α＝α0 −τ＝α0 −ｔａｎ-1（δ／ｌ）
（６）バランサの方向 (角度)αBは位相遅れτだけ大きくなる。
【００６０】
αB＝αB0＋τ＝αB0＋ｔａｎ-1（δ／ｌ）
（７）クランクバランスの大きさｋは次の式となる。
【００６１】
【数１０】
0004495161.tif 000006
【００６２】
（８）バランサの大きさｋB は振幅倍率εだけ大きくなり、下記式で表される。
【００６３】
【数１１】
0004495161.tif 000007
【図面の簡単な説明】
【００６４】
【図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クータ型自動二輪車の側面図である。
【図２】前記バランサ機構付きエンジンの側面図である。
【図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。
【図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。
【図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。
【図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。
【図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。
【図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。
【図１０】本発明による設計手順の概要を示す図である。
【図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。
【図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。
【図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。
【図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。
【図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】
【００６５】
１，３４ エンジン
１ａ ピボット軸（目標位置）
１ｂ クランク機構
１ｃ クランク軸
１ｇ カウンタウェイト
１ｈ バランサ機構
１ｉ 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
Ｆ１ 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クータ型自動二輪車（以下、「スクータ」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ク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エンジンを搭載したスクータの構造について説明する。バランサ機構付きエンジン１（以下、「エンジン１」という）を搭載したスクータ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、スクータ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とから構成されている。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、エンジン１を冷却するためのラジエータ１２が取り付けられている。このラジエータ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、パイプ状の下部フレーム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）が設けられている。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の上方を覆うリヤフェンダ１８が取り付けられている。また、車体フレーム８の後端部と前記エンジン１の後端部との間にはリヤクッション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。従ってラジエータ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１ｎの上壁には、図２に示すように、ピボットボス部１ｐが形成され、該ボス部１ｐがピボット軸１ａ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１ｆ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１ｆにはコンロッド１ｅの小端部が連結され、該コンロッド１ｅの大端部はクランクピン１ｄを介してクランク軸１ｃのクランクアーム部に連結されている。これにより、ピストン１ｆの往復運動をクランク軸１ｃの回転運動に変換するクランク機構１ｂが構成されている。
【００７３】
また前記クランク軸１ｃには、該クランク軸１ｃと一体的に回転するようにカウンタウェイト（クランクアンバランス）１ｇが設けられている。このカウンタウェイト１ｇは前記クランクピン１ｄ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１ｇ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１ｂ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１ｂによる振動を抑制するための１軸式のバランサ機構１ｈが設けられている。このバランサ機構１ｈは、バランサ軸１ｉと、該バランサ軸１ｉと一体的に回転するバランサウェイト１ｊとを備えている。
【００７５】
ここで、本実施形態では、クランク機構１ｂの１次慣性力Ｆ１（図３参照）およびバランサ機構１ｈ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１ａに配置している。このため、本実施形態では、ピボット軸１ａにクランク機構１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈの慣性力Ｆ２による振動が生じないので、ピボット軸１ａ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１ａ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１ａ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１ａ）において、クランク機構１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈ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１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈ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１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈ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１ｇ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１ｂ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１ｊ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１ｈ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所定の大きさの真円形状になるように制御している。
【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１ａ）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、バランサ機構１ｈのバランサ軸１ｉの軸中心１ｋは、図３に示すように、クランク機構１ｂのクランク軸１ｃの軸中心１ｌに対して、ピボット軸１ａの軸中心１ｍ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１ｈのバランサ軸１ｉの軸中心１ｋは、クランク機構１ｂのクランク軸１ｃの軸中心１ｌに対して、ピボット軸１ａの軸中心１ｍからエンジン１の重心Ｇに向か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１ｂの１次慣性力Ｆ１の楕円Ｓ１の長軸は、クランク軸１ｃの軸中心１ｌとバランサ軸１ｉの軸中心１ｋ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、バランサ機構１ｈの慣性力Ｆ２の真円Ｓ２の直径の大きさは、クランク１ｂ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１ｈの慣性力Ｆ２の方向は、クランク機構１ｂ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１ｂ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１ｆ（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１ｂ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、Ａ×Ｆ［Ｎ］および（１−Ａ）×Ｆ［Ｎ］となることが知られている。
【００８１】
まず、クランク機構１ｂ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１ｃの軸中心１ｌとバランサ軸１ｉの軸中心１ｋとを結ぶクランク・バランサ直線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１ａの軸中心１ｍまでの距離をｐ［ｍ］、エンジン１の重心Ｇを通るＥ１方向に平行な直線Ｌ３からバランサ軸１ｉの軸中心１ｋまでの距離をｂ［ｍ］、直線Ｌ３からクランク軸１ｃの軸中心１ｌまでの距離をｃ［ｍ］とする。
【００８２】
図３に示すように、クランク軸１ｃの軸中心１ｌとバランサ軸１ｉの軸中心１ｋ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１ｂの１次慣性力Ｆ１の角度をθ［ｒａｄ］とすると、バランサ機構１ｈの慣性力Ｆ２の角度は、π＋θ［ｒａｄ］となる。このとき、クランク１ｂの１次慣性力Ｆ１のＥ１方向の成分Ｆ１E1およびＥ２方向の成分Ｆ１E2は、それぞれ、Ｆ１E1＝（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ［Ｎ］およびＦ１E2＝Ａ×Ｆｃｏｓθ［Ｎ］となる。また、バランサ機構１ｈの慣性力Ｆ２のＥ１方向の成分Ｆ２E1およびＥ２方向の成分Ｆ２E2は、それぞれ、Ｆ２E1＝Ａ×Ｆｓｉｎ（π＋θ）［Ｎ］およびＦ２E2＝Ａ×Ｆｃｏｓ（π＋θ）［Ｎ］となる。
【００８３】
また、ピボット軸１ａ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１ａ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１ａの軸中心１ｍとを結ぶ重心・目標位置直線Ｌ１からクランク軸１ｃの軸中心１ｌおよびバランサ軸１ｉの軸中心１ｋまでの距離をｌ［ｍ］とすると、ピボット軸１ａの軸中心１ｍ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＝Ｆ１E2×ｌ＋Ｆ２E2×ｌ＋Ｆ１E1×ｃ＋Ｆ２E1×ｂ
＝Ａ×Ｆｃｏｓθ×ｌ+ Ａ×Ｆｃｏｓ（π＋θ）×ｌ＋（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ×ｃ＋Ａ×Ｆｓｉｎ（π＋θ）×ｂ・・・・（１）
ここで、ｃｏｓ（π＋θ）＝−ｃｏｓθ、ｓｉｎ（π＋θ）＝−ｓｉｎθ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＝Ａ×Ｆｃｏｓθ×ｌ−Ａ×Ｆｃｏｓθ×ｌ＋（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ×ｃ−Ａ×Ｆｓｉｎθ×ｂ
Ｎ＝（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ×ｃ−Ａ×Ｆｓｉｎθ×ｂ・・・・（２）
また、ピボット軸１ａの軸中心１ｍ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、ａ１［ｍ／ｓ2 ］およびβ［ｒａｄ／ｓ2 ］とすると、偶力によるＥ１方向の加速度ａ１および角加速度βは、それぞれ、次の式（３）および式（４）のように表わされる。
【００８７】
ａ１＝ｐ×β ・・・・（３）
β＝Ｎ／Ｉ ・・・・（４）
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】
β＝｛（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ×ｃ−Ａ×Ｆｓｉｎθ×ｂ｝／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ａ１は、次の式（６）のように表わされる。
【００８９】
ａ１＝ｐ×β
＝ｐ×｛（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ×ｃ−Ａ×Ｆｓｉｎθ×ｂ｝／Ｉ・・・（６）
また、ピボット軸１ａの軸中心１ｍにおけるＥ１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＝（Ｆ１E1＋Ｆ２E1）／Ｍ
＝｛（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ＋Ａ×Ｆｓｉｎ（π＋θ）｝／Ｍ
＝｛（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ−Ａ×Ｆｓｉｎθ｝／Ｍ
＝（１−２Ａ）×Ｆｓｉｎθ／Ｍ ・・・・（７）
ここで、ピボット軸１ａ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ａ１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ａ１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、ａ１+ 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】
ａ１＋ａ２＝ｐ×｛（１−Ａ）×Ｆｓｉｎθ×ｃ−Ａ×Ｆｓｉｎθ×ｂ｝／Ｉ＋（１−２Ａ）×Ｆｓｉｎθ／Ｍ＝０
これを整理すると次の式のようになる。
【００９２】
Ｆｓｉｎθ［ｐ×｛（１−Ａ）×ｃ−Ａ×ｂ｝／Ｉ＋（１−２Ａ）／Ｍ］＝０
このとき、Ｆ≠０であるから、
ｓｉｎθ［ｐ×｛（１−Ａ）×ｃ−Ａ×ｂ｝／Ｉ＋（１−２Ａ）／Ｍ］＝０
となる。ここで、ｓｉｎθ≠０（θ≠０、πの場合）のときは、次の式（８）を満たす。
【００９３】
ｐ×｛（１−Ａ）×ｃ−Ａ×ｂ｝／Ｉ＋（１−２Ａ）／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１ａに配置する場合の、クランク機構１ｂ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＝（Ｍ×ｐ×ｃ＋Ｉ）／｛Ｍ×ｐ（ｂ＋ｃ）＋２Ｉ｝・・・・（９）
前記式（９）を満たすクランク１ｂ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１ａ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１ａが振動するのを抑制することが可能になる。
【００９５】
また、ｓｉｎθ＝０（θ＝０、πの場合）（図４および図５参照）のときは、加速度ａ１およびａ２は、前記式（６）および（７）より、それぞれ、ａ１＝０およびａ２＝０となるのでａ１＋ａ２＝０を満たす。この場合も、ピボット軸１ａがＥ１方向に振動するのを抑制することが可能になる。
【００９６】
次に、ピボット軸１ａにおけるＥ２方向の加速度について考える。ピボット軸１ａをエンジン１の瞬間回転中心とするためには、ピボット軸１ａの軸中心１ｍにおけるＥ２方向の偶力による加速度ａ３［ｍ／ｓ2 ］と、ピボット軸１ａの軸中心１ｍにおけるＥ２方向の並進力による加速度ａ４［ｍ／ｓ2 ］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１ａの軸中心１ｍ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＝（Ｆ１E2＋Ｆ２E2）／Ｍ
＝｛Ａ×Ｆｃｏｓθ＋Ａ×Ｆｃｏｓ（π＋θ）｝／Ｍ
＝｛Ａ×Ｆｃｏｓθ−Ａ×Ｆｃｏｓθ｝／Ｍ
＝０ ・・・・（１０）
これにより、ａ３＋ａ４＝０を満たすので、ピボット軸１ａ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１ｂ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１ａは、エンジン１の瞬間回転中心となるので、ピボット軸１ａ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ΨＢ＝１８０°、β＝３６０°−ΨＢ＝１８０°、η＝９０°になるから、公式（１５′）は下記のようになる。
【０１００】
【数１２】
0004495161.tif 000008
【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、ＬP＝ｐ、ＬC＝ｃ、ＬC−ＬB＝ｂの関係を用いた。
【０１０２】
本実施形態によるスクータ２では、前記のように、クランク機構１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈ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１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈ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１ａ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１ａの近傍では、クランク機構１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈ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１ａの近傍で、クランク機構１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈ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１ａの振動が、スクータ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に、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１ａ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１ｂの１次慣性力Ｆ１およびバランサ機構１ｈの慣性力Ｆ２による偶力に起因する振動は発生しないので、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１ｈ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。
【０１０５】
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１ａ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１ａ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１ａの近傍で抑制することができる。
【０１０６】
また、本実施形態では、クランク機構１ｂ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１ｈの慣性力Ｆ２に対する楕円形状のクランク機構１ｂ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１ａの近傍に瞬間回転中心を配置することができる。
【０１０７】
また、本実施形態では、バランサ軸１ｉの軸中心１ｋを、クランク軸１ｃの軸中心１ｌに対して、ピボット軸１ａの軸中心１ｍとエンジン１の重心Ｇとを結ぶ重心・目標位置直線Ｌ１に平行であり、ピボット軸１ａの軸中心１ｍからエンジン１の重心Ｇに向か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１ｂの１次慣性力Ｆ１の楕円Ｓ１の長軸を、クランク軸１ｃの軸中心１ｌとバランサ軸１ｉの軸中心１ｋとを結ぶクランク・バランサ直線Ｌ２に平行に配置し、バランサ機構１ｈ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１ｈの慣性力Ｆ２の真円Ｓ２の直径の大きさを、クランク機構１ｂの１次慣性力Ｆ１の楕円Ｓ１の長軸の大きさと同一にすることによって、ピボット軸１ａ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１ｂ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１ａの近傍に瞬間回転中心を配置することができる。
【０１０８】
また、本実施形態では、クランク機構１ｂによる１次慣性力Ｆ１の楕円形状を、カウンタウェイト１ｇ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１ｇ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１ｂ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。
【０１０９】
また、本実施形態では、バランサ機構１ｈを、１軸式のバランサ機構１ｈ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１ｈを有するエンジン１において、容易に、ピボット軸１ａ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。
【０１１０】
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１１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。
【０１１１】
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）〜（１６′）、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、ＬP 、ＬB 、ＬC 、ΨB 、ΨF などを入力する（図１０、１１のステップＳ１００）。
【０１１２】
次に目標位置Ｐにおける偶力の加速度ａm を求め（図１０，ステップＳ１０２）、さらにこの加速度ａm と釣り合うクランク位置での並進力ａr を求める（図１０，ステップＳ１０４）。そしてこれらａm とａr 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Ｓ１０６）。
【０１１３】
この１次慣性力楕円を求めることは、前記公式（１１）〜（１６′）を用いて、主軸方向χ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）。
【０１１４】
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α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Ｓ１１０）。
【０１１５】
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ｋB は主軸方向χと長径Ａを求める際に同時に計算される（ステップＳ１０６Ａ）。以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Ｓ１１２）。
【０１１６】
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を求めているが、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）〜（１６′）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。
【０１１７】
〔第２実施形態〕
前記第１実施形態では、ユニットスイング式エンジン１の伝動ケース１ｎの上壁に設けたピボットボス部１ｐをピボット軸１ａにより上下揺動自在に枢支し、該ピボットボス軸１ａに瞬間回転中心を位置させた場合を説明した。
【０１１８】
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く、自由に設定可能である。
【０１１９】
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１ｎの下縁前部にピボットボス部１ｐ′が形成され、該ピボットボス部１ｐ′はピボット軸１ａ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。
【０１２０】
本実施形態では、クランク機構１ｂの１次慣性力に関する瞬間回転中心が前記ピボット軸１ａに位置するように、クランク機構１ｂのカウンタウェイトやバランサ機構１ｈのバランサウェイトの大きさや位置が調整されている。
【０１２１】
一方、前記クランク機構１ｂにおいてクランク軸１ｃ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いない。
【０１２２】
本第２実施形態では、スク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。
【０１２３】
即ち、本第２実施形態では、前記伝動ケース１ｎの下縁前部に形成されたピボットボス部１ｐ′を支持するピボット軸１ａ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１ａ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。
【０１２４】
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１ｐ′とピボット軸１ａ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っている。
【０１２５】
ここで、前記クランク機構１ｂにおける２次慣性力Ｆによりピボット軸１ａ部分に作用する加速度ａを求める。
【０１２６】
まず、前記クランク機構１ｂを模式的に示す図１４において、ｍr ＝往復質量、ｒ＝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（ｐ／ｒ）、ｐ＝コンロッド長さ、Ｉ＝慣性モメント、Ｍ＝エンジン質量、とする。
【０１２７】
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１ａに作用する加速度、ｇ＝シリンダ軸線Ｃからエンジン重心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からピボット軸１ａまでの距離、ｊ＝エンジン重心Ｇからピボット軸１ａまでの距離、Φ＝三角形１ａ・Ｇ・Ｄの頂角、β＝前記瞬間回転中心Ｄ廻りの角速度、とする。
【０１２８】
前記加速度ａは以下の式（１７）により求められる。
【０１２９】
ａ＝ｎ×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。
【０１３０】
Ｆ＝ｍr ×ｒ×ω2 ×cos(2θ)/λ、
β＝Ｆ×ｇ/ Ｉ
ｎ＝ 〔ｊ2 ×ｈ2 −2 ｊｈ×cos(Φ) 〕1/2
ｈ＝Ｉ／（Ｍ×ｇ）
本第２実施形態では、ピボット軸１ａ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１ｂの１次慣性力Ｆ１の楕円形状及びバランサ機構１ｈ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１ｂの１次慣性力による振動がピボット軸１ａから車体フレーム８に伝達されるのを抑制している。
【０１３１】
また前記ピボット軸１ａとピボットボス部１ｐ′との間又は、ピボット軸１ａ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。
【０１３２】
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が、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から遠ざかるほど前記加速度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ったものである。
【０１３３】
〔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。
【０１３４】
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と弾性部材からなる取付ブッシュ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。従っ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１ａを介してエンジン１が上下揺動可能に支持されている。
【０１３５】
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１ａの回動方向とが一致するように、構成されている。
【０１３６】
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。
【０１３７】
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。
【０１３８】
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が、本発明では、リンクプレートをブッシュ以外の例えばバネ部材によって中立位置に付勢しても良い。
【０１３９】
〔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。
【０１４０】
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。
【０１４１】
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ヤアームブラケット部３１ｂによりリヤアーム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。該リヤアーム３２の後端部に後輪１７が軸支されている。
【０１４２】
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。
【０１４３】
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。
【０１４４】
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からなるダンパ３６が装着されている。このダンパ３６は、前記第２実施形態と同様に、クランク機構１ｂ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。
【０１４５】
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３５がクランク機構１ｂの１次慣性力による瞬間回転中心となるように、クランク機構のカウンタウェイトやバランサ機構のバランサウェイトの大きさや位置が調整されている。従って、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１ｂの１次慣性力Ｆ１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。
【０１４６】
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３５にダンパ３６を装着している。そしてこのダンパ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。
【０１４７】
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。
【０１４８】
例えば、前記実施形態では、自動二輪車の一例としてスク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が、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。
【０１４９】
また、前記実施形態では、バ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、バ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。
【０１５０】
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が、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。
【０１５１】
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、ピボット軸からエンジンの重心に向か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、バランサ軸を、クランク軸に対して、エンジンの重心からピボット軸に向か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。
【０１５２】
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って、エンジン（ピボット軸）の振動がスク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。
【図１】
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【図２】
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【図３】
0004495161.tif 000016
【図４】
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【図５】
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【図６】
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【図７】
0004495161.tif 000020
【図８】
0004495161.tif 000021
【図９】
0004495161.tif 000022
【図１０】
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【図１１】
0004495161.tif 000024
【図１２】
0004495161.tif 000025
【図１３】
0004495161.tif 000026
【図１４】
0004495161.tif 000027
【図１５】
0004495161.tif 000028
【図１６】
0004495161.tif 000029
【図１７】
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