專利名稱：帶有平衡器機構的發(fā)動機的制作方法
技術領域：
本發(fā)明涉及設有曲柄機構和平衡器機構的發(fā)動機，所述平衡器機構可以抑制曲柄機構造成的振動。
背景技術：
傳統(tǒng)上，已知一種設有曲柄機構和平衡器機構的發(fā)動機，所述平衡器機構可以抑制曲柄機構造成的振動(例如參見專利文獻1)。
專利文獻1公開了一種踏板摩托車，該摩托車上安裝有用于產(chǎn)生慣性力的單軸平衡器機構，所述慣性力與曲柄機構的原慣性力方向相反且大小相同，以便減小由曲柄機構的原慣性力造成的振動。
JP-A-2003-237674發(fā)明內(nèi)容[本發(fā)明要解決的問題]由于專利文獻1中公開的結構設定為使得曲柄機構原慣性力的矢量軌跡形成圓形，且平衡器機構的慣性力在所有階段都與曲柄機構的原慣性力方向相反、大小相同，所以曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力不產(chǎn)生平動力。因此，可以抑制由曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的平動力所造成的振動。
由于平衡器軸布置在與曲柄軸隔開預定距離的位置處，所以曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生力偶。由于產(chǎn)生的力偶以發(fā)動機的重心為瞬時旋轉中心，所以存在下述缺點產(chǎn)生的振動隨著作為瞬時旋轉中心的發(fā)動機重心而轉向。因此，采用專利文獻1中公開的結構時，通過連桿來支持發(fā)動機，以防力偶造成的振動傳遞到發(fā)動機。更具體地說，采用專利文獻1時，在將發(fā)動機支撐在發(fā)動機重心以外的其它位置時，雖然不能防止在該位置產(chǎn)生振動，但是連桿防止振動傳遞到車身。即，在支撐發(fā)動機的位置處產(chǎn)生的力偶所造成的振動本身并未得到控制和抑制。
為了解決該問題而考慮到了本發(fā)明，本發(fā)明的一個目的是提供一種設有平衡器機構的發(fā)動機，它可以抑制由曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力在任意位置產(chǎn)生的力偶所造成的振動。并且，另一個目的是提供一種其上裝有該發(fā)動機的摩托車。
本申請的發(fā)明人首先注意到了這樣的事實，即可以通過使瞬時旋轉中心位于發(fā)動機的可選目標位置而抑制目標位置處的振動。他們考慮到了下述事實而完成了本發(fā)明曲柄機構產(chǎn)生的原慣性力包括旋轉分量和平動分量，可以通過對力偶造成的加速度以及平動分量造成的加速度進行調(diào)整來使發(fā)動機的瞬時旋轉中心位于目標位置處，其中所述力偶是旋轉分量與平衡器機構的慣性力抵消而產(chǎn)生的。
即，本發(fā)明一個方面的帶有平衡器機構的發(fā)動機，包括曲柄機構、對曲柄機構造成的振動進行抑制的平衡器機構，通過對曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的平動力造成的加速度、以及曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的力偶造成的加速度進行調(diào)整，而將發(fā)動機的瞬時旋轉中心布置在預定目標位置附近。
采用第一方面的帶有平衡器機構的發(fā)動機，可以通過對曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的平動力造成的加速度、以及曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的力偶造成的加速度進行調(diào)整，而將發(fā)動機的瞬時旋轉中心布置在預定目標位置附近。因此，抑制了在布置瞬時旋轉中心的預定目標位置附近產(chǎn)生由曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的力偶造成的振動。由此，可以抑制可選位置(目標位置)附近產(chǎn)生由曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的力偶造成的振動。
在第一方面的帶有平衡器機構的發(fā)動機中，優(yōu)選地對平動力造成的加速度和力偶造成的加速度進行調(diào)整以使之在布置了瞬時旋轉中心的預定目標位置附近基本上方向相反且基本上大小相同。采用這樣的構造，可以容易地將瞬時旋轉中心布置在可選目標位置附近，使得容易地在可選目標位置附近抑制力偶造成的振動。
在第一方面的帶有平衡器機構的發(fā)動機中，曲柄機構的原慣性力優(yōu)選地在力的矢量圖中限定了與一個循環(huán)的軌跡對應的預定橢圓形狀。采用這樣的結構，通過使用曲柄機構的限定了橢圓形矢量軌跡的原慣性力與平衡器機構的通常具有正圓形矢量軌跡的慣性力相比，可以產(chǎn)生平動力分量。因此，使用平動力造成的加速度和力偶造成的加速度，可以容易地將瞬時旋轉中心布置在可選目標位置附近。
在曲柄機構的原慣性力優(yōu)選地限定了預定橢圓形狀的、帶有平衡器機構的發(fā)動機中，曲柄機構包括曲柄軸，平衡器機構包括平衡器軸，將連接在平衡器軸與曲柄軸之間的曲柄/平衡器直線布置成與連接在發(fā)動機重心和預定目標位置之間的重心/目標位置直線基本上平行，曲柄機構的原慣性力橢圓長軸布置成基本上平行于曲柄/平衡器直線，平衡器機構的慣性力在力的矢量圖中由與一個循環(huán)對應的軌跡限定了基本上正圓形狀，平衡器機構的慣性力的正圓形直徑基本上等于曲柄機構的原慣性力橢圓長軸。采用這樣的結構，可以通過對曲柄機構的原慣性力的橢圓形狀進行控制，使得平動力造成的加速度和力偶造成的加速度在預定目標位置附近具有基本上相反的方向和基本上相同的大小，而更加容易地將瞬時旋轉中心布置在可選目標位置附近。
在曲柄機構的原慣性力優(yōu)選地限定了預定橢圓形狀的、帶有平衡器機構的發(fā)動機中，曲柄機構還包括配重，通過調(diào)整至少所述配重，來對曲柄機構產(chǎn)生的原慣性力橢圓形狀進行控制。采用這樣的結構，可以通過對配重的位置和重量進行調(diào)整，而更加容易地將曲柄機構的原慣性力橢圓形狀控制為預定橢圓形狀。
在第一方面的帶有平衡器機構的發(fā)動機中，優(yōu)選地還設有支撐發(fā)動機的樞轉軸，布置了發(fā)動機瞬時旋轉中心的預定目標位置對應于所述樞轉軸。采用這樣的結構，由于可以抑制樞轉軸附近的振動，所以不必設置任何連桿來對樞轉軸的振動向安裝了發(fā)動機的車身框架等的傳遞進行限制。因此，可以減少零件數(shù)目并使之減輕。
在第一方面帶有平衡器機構的發(fā)動機中，平衡器機構包括單軸平衡器機構。采用這樣的結構，可以在具有單軸平衡器機構的發(fā)動機中容易地抑制力偶在可選目標位置附近造成的振動，所述發(fā)動機中易于產(chǎn)生所述力偶造成的振動。
本發(fā)明第二方面的摩托車包括根據(jù)權利要求1至7中任意一項所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機。采用這樣的結構，可以獲得這樣的摩托車，其中可以抑制可選位置(目標位置)附近由曲柄機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的力偶造成的振動。
為了設計具有上述結構的發(fā)動機，需要曲柄機構產(chǎn)生預定的原慣性力橢圓，它使得力偶和平動力在目標位置(瞬時旋轉中心)處相互抵消。另外，通過對曲柄機構的失衡配重(曲柄失衡(配重)k·Wt)進行大小和相位方面的調(diào)整，曲柄機構的原慣性力橢圓長軸方向χ和長軸A可以自由設定。
角度χ和長軸A可以由下面的式子得到。
β＝360°-ψBη=12·tan-1(2·λ·sinβ1+2·λ·cosβ)]]>χ＝90°-(η+ψF)A=cosη+λ·cos(β-η)cosη+2·λ·cos(β-η)]]>(其中χ表示以汽缸軸線為基準，沿曲柄軸旋轉方向所取的橢圓長軸方向角)。
因此，在進行設計時，將原慣性力分為旋轉分量和往復運動分量(平動分量)，得到旋轉分量抵消平衡器慣性力所產(chǎn)生的力偶(力矩)所得的加速度，并根據(jù)在曲柄位置要抵消上述加速度所需平動力的大小和方向確定往復運動分量的加速度。確定曲柄的失衡配重(曲柄失衡)的大小(k)和相位(α)，所述曲柄用于產(chǎn)生具有該旋轉分量和往復運動分量的原慣性力橢圓，并確定平衡器的大小(kB)和相位。
曲柄失衡的大小k和相位α可以由下面的式子得到。
K=A·sinχsin(α-χ)=(A-1)cosχcos(α-χ)]]>α=χ+tan-1[AA-1·tanχ]·]]>最后，應當理解，上述設計過程相當于使用下面的公式(11)到(16’)來得到曲柄的原慣性力橢圓的長軸方向χ和長軸A，以及平衡器的大小kB。另外，在得到這些時，由非對稱曲柄公式也得到了曲柄失衡配重的大小(k)和相位(α)。因此，在設計根據(jù)本發(fā)明的發(fā)動機時所用的設計裝置中，只要存儲用于計算的程序并輸入預定參數(shù)從而能夠確定發(fā)動機元件就足夠了。由此，可以容易地設計發(fā)動機，在該發(fā)動機中抑制了預定位置處的振動。
λ=I+M·LP·LCM·LP·LB]]>式(11)β＝360°-ψB 式(12)η=12·tan-1(2·λ·sinβ1+2·λ·cosβ)]]>式(13)χ＝90°-(η+ψF) 式(14)A=cosη+λ·cos(β-η)cosη+2·λ·cos(β-η)]]>式(15)=λ·sin(β-η)2·λ·sin(β-η)-sinη]]>式(15’)KB=λ·cosηcosη+2·λ·cos(β-η)]]>式(16)=λ·sinη2·λ·sin(β-η)-sinη]]>式(16’)此外，在本發(fā)明第三方面帶有平衡器機構的發(fā)動機中，設有防振動元件來減輕曲柄機構的二次慣性力造成的振動向目標位置外部傳遞。
由于這樣在目標位置設置了防振動元件，所以可以減輕一次慣性力在目標位置造成的振動并抑制二次慣性力造成的振動向目標位置外部傳遞。
本發(fā)明還可以適用于與單汽缸等同的發(fā)動機。另外，等同于單汽缸的發(fā)動機不限于只有一個汽缸的發(fā)動機，而是包括那些基本上可以認為單缸發(fā)動機的發(fā)動機，例如兩個或更多個活塞以相同相往復運動的雙缸(或多缸)V型發(fā)動機，其中兩個連桿連接到曲柄軸，等等。
根據(jù)本發(fā)明的發(fā)動機適用于車輛，采用用于車輛的發(fā)動機，在將目標位置設定在支撐發(fā)動機的位置(例如樞轉軸)附近時，可以抑制振動從該位置向車身框架的傳遞。
特別是，對于具有單元擺動式動力單元的踏板車輛(包括兩輪、三輪和四輪的車輛)，當把目標位置設定在將動力單元支撐在車身上使之自由擺動的樞轉軸附近時，可以使樞轉軸附近的防振動構造比較簡單。盡管許多這種類型的車輛都通過連桿來連接動力單元和車身框架從而實現(xiàn)對振動的隔離，但是在本發(fā)明中抑制了連接裝置附近的振動，使得根據(jù)這種設計可以省去連桿，在此情況下不僅使結構簡單，而且可以提高懸掛系統(tǒng)的剛性從而改善行駛性能。
采用這樣的單元擺動式發(fā)動機，使得曲柄/平衡器直線(連接在曲柄軸與平衡器軸之間的直線)平行于重心/目標位置直線(連接在重心與目標位置之間的線)，以使目標位置(樞轉軸的位置)能夠位于曲柄軸的上方或下方，從而可以改善其在車身框架上的安裝質(zhì)量。
另外，對于將腳蹬(腳蹬基座)固定到發(fā)動機的摩托車，目標位置被設定在腳蹬的位置附近，從而可以抑制振動從腳蹬向騎手的腳傳遞，因此有助于給騎車帶來改善。
盡管通常情況下平衡器機構以恒定速度與曲柄機構相反地旋轉，但是即使在平衡器軸沿與曲柄軸相同的方向旋轉的情況下，也可以實現(xiàn)根據(jù)本發(fā)明的這種設計。
已證明用公式(11)到(16’)來設計發(fā)動機就足夠了。因此，由于在此情況下可以簡單地求解這些式子來確定發(fā)動機的要素，所以設計過程變得非常簡單。在使用這些公式時，使曲柄/平衡器直線平行于重心/目標位置直線，且原慣性力橢圓的長軸平行于(從曲柄軸)平衡器軸的方向，從而使得計算極其簡單，并簡化了橢圓長軸A的計算和其他設定。
為了執(zhí)行這種設計，優(yōu)選為使用計算機。在此情況下，將計算所用程序儲存在存儲器中并采用計算裝置(CPU等)進行計算。程序優(yōu)選地包括用于根據(jù)公式(11)到(16’)的計算結果來確定曲柄失衡相的非對稱曲柄平衡公式。
下面將說明本發(fā)明的原理。各個參數(shù)如圖6所示來設置。
帶有主平衡器機構的單軸發(fā)動機中產(chǎn)生了下面的兩個原慣性力。
(1)曲柄機構的原慣性力由往復運動的質(zhì)量造成的原慣性力和曲柄失衡(配重)造成的慣性力所得的力；(2)平衡器機構的慣性力其大小恒定并相對于曲柄機構的慣性力以恒定速度反相旋轉。
平衡器機構造成的慣性力和曲柄機構的原慣性力在任何時候都抵消為平動力的形式這樣的狀態(tài)對應于作為現(xiàn)有技術的專利文獻2中所述通過向曲柄銷的對稱位置增加50％的往復運動質(zhì)量(Wt)所得的對稱50％平衡。在此情況下，平動力可以完全相互抵消，而只產(chǎn)生上述力偶。
力偶在目標位置P處產(chǎn)生加速度am(圖7)，加速度am沿著重心圍繞軸線(垂直于圖6所在平面的軸線)旋轉的切向，即沿著與重心/目標位置方向(圖7的G-P直線)垂直的方向。
這里，如果可以在與加速度am同一方向上對重心G逆向增加大小為am/M＝F·kB·LB·LP·cosθ/IM的平動力，就可以抵消目標位置P處在平動方向上的加速度am。因此，原慣性力造成的振動變成了零。
這里，F(xiàn)表示往復運動的質(zhì)量造成的慣性力，kB、θ...等與圖6所示一樣。
因此，為了抵消目標位置P處的加速度am，會考慮將曲柄機構的原慣性力分為兩個分量。反過來，在可以實現(xiàn)這種情況時，顯然可以抵消目標位置P處的加速度am。
(1)一個力抵消平衡器機構造成的慣性力而產(chǎn)生力偶(這個力的大小恒定，并以恒定速度沿著與平衡器機構的慣性力同樣的方向轉動。下文中將這個力稱為旋轉分量)。
(2)一個力抵消目標位置P處由力偶造成的加速度am(這個力的方向恒定，大小隨著力偶的相位同步變化。下文中將這個力稱為往復運動分量)。
下面將證明上述情況是可行的。作用在離重心G一段距離處的曲柄軸C上的平動力F·σ具有如同作用在重心G上一樣的兩種平動力(F·σ)功能，并由于兩點G與C之間的距離L而產(chǎn)生力偶。因此，它們的作用在目標位置P處造成的加速度ar為ar＝F·σ·cosσ[1/M+LC·LP/I]＝F·σ·cosθ[I+M·LC·LP]/IM為了使am＝ar，F(xiàn)·kB·LB·LP/I＝F·σ[I+M·LC·LP]/IMkB/σ＝[I+M·LC·LP]/M·LB·LP≡λ結果，可以發(fā)現(xiàn)通過使原慣性力的旋轉分量大小(kB)為往復運動分量大小(σ)的λ倍，平動力產(chǎn)生的加速度ar可以抵消假定中力偶在目標位置P處產(chǎn)生的加速度am。這里，λ為旋轉分量與往復運動分量的大小之比，λ＝(F·kB)/(F·σ)。
上述情況一起考慮，表明滿足下面三個條件就足夠了。
(1)使曲柄機構原慣性力的旋轉分量和往復運動分量大小之比為如上所述的λ。
(2)將曲柄失衡(配重)的相位設置，使得當力偶最大(為零)時，用于抵消其的往復運動分量也最大(為零)。
(3)使往復運動分量的力的方向垂直于連接在重心與目標位置之間的直線(G-P直線)，并使該方向與力偶造成的加速度am相反。
(得到原慣性力橢圓)使用圖12(A)所示的非對稱曲柄平衡公式(由曲柄平衡得到慣性力橢圓所用的公式)可以得到滿足這些條件的原慣性力橢圓。由于這樣的公式已經(jīng)在例如Nikkan Kogyo Newspaper Publishing Company的“MachineDesign”，Vol.8，No.9，43-44頁示出，所以這里將省略其說明而只使用其結果。由此，可以得到公式(11)、(12)、(13)。這里，公式(13)中的η表示虛慣性力的長軸方向，并且虛長軸方向η、原長軸方向χ和重心/目標位置方向(G-P線方向)與汽缸軸線方向的角度ψF滿足關系ψF+χ+η＝90°，使得可以得到公式(14)。
另外，原長軸方向χ是沿曲柄旋轉方向所取的、以汽缸軸線方向為基準的慣性力長軸方向角。另外，虛慣性力的長軸方向η是以慣性力的虛往復運動分量(F·σ)方向為基準，沿與曲柄旋轉方向相反的方向所取的慣性力長軸方向角。
(得到原慣性力橢圓長徑A和短徑B，以及平衡器大小kB)公式(15)、(15’)由非對稱曲柄平衡公式獲得。另外，根據(jù)非對稱曲柄平衡公式使用長徑A和短徑B，原慣性力的往復運動分量大小σ可以表示為σ＝kB/λ＝cosη/[cosη+2λcos(β-η)]＝sinη/[2λsin(β-η)-sinη]由此，原慣性力的旋轉分量(F·kB)大小限定為與平衡器慣性力大小相同。另外，由于旋轉分量(F·kB)和往復運動分量(F·σ)被限定為λ＝kB/σ，kB＝λ·σ所以，使用σ的公式可以得到公式(16)、(16’)。
為了由這樣得到的原慣性力橢圓的長軸方向χ和長軸方向上的直徑A(長徑A)得到曲柄平衡的方向(相位α)和大小(k)，使用圖12(B)所示的非對稱曲柄平衡公式(由慣性力橢圓得到曲柄平衡的公式)就夠了。更具體地說，可以通過把由公式(14)所得的長軸方向χ和由公式(15)或(15’)所得的長軸長度A值代入非對稱曲柄平衡公式來得到曲柄平衡的大小k。
另外，由于當力偶為零時原慣性力的往復運動分量為零，所以將平衡器的方向(αB)設定為使“其當曲柄機構的原慣性力定向到平衡器軸方向時，定向到曲柄軸方向”就如上所述足夠了。盡管可以通過計算來得到平衡器的方向αB，但是這種計算較復雜，因此略去了。
這里，在曲柄軸中心和汽缸中心沿曲柄旋轉方向有偏差δ時，慣性力等如下面的(1)到(8)所示。另外，還假設r為曲柄半徑，l為連桿長度。
(1)原慣性力的相位延遲ττ＝tan-1(δ/l)
(2)原慣性力的幅度放大率εε＝{1+(δ/l)2}1/2(3)原慣性力的長軸方向χ與沒有偏差的情況一樣。
χ＝χ0＝90°-(η+ψF)(4)原慣性力橢圓的長軸長度A增大了幅度放大率ε，由下式表示。
A=∈·A=∈·cosη+λ·cos(β-η)cosη+2·λ·cos(β-η)=∈·λ·sin(β-η)2·λ·sin(β-η)-sinη]]>(5)曲柄平衡的方向(角)α減小了相位延遲τ。
α＝α0-τ＝α0-tan-1(δ/l)(6)平衡器方向(角)αB增大了相位延遲τ。
αB＝αB0+τ＝αB0+tan-1(δ/l)(7)曲柄平衡的大小k由下面的式子表示。
K=(A-∈)·cosχcos(α0-χ)=(A-∈)·cosχcos(α-τ-χ)]]>=A·sinχsin(α0-χ)=A·sinχsin(α-τ-χ)]]>(8)平衡器的大小kB增大了幅度放大率ε，由下式表示。

=∈·λ·sinη2·λ·sin(β-η)-sinη]]>


圖1是示出摩托車的側視圖，該摩托車上安裝有根據(jù)本發(fā)明第一實施例帶有平衡器機構的發(fā)動機。
圖2是示出帶有平衡器機構的發(fā)動機的側視圖。
圖3是圖示了帶有平衡器機構的發(fā)動機瞬時旋轉中心布置方法的視圖。
圖4是圖示了帶有平衡器機構的發(fā)動機瞬時旋轉中心布置方法的視圖。
圖5是圖示了帶有平衡器機構的發(fā)動機瞬時旋轉中心布置方法的視圖。
圖6是圖示了各個點與原慣性力橢圓之間位置關系的視圖。
圖7是圖示了力偶造成的加速度的視圖。
圖8是圖示了原慣性力的往復運動分量造成的加速度的視圖。
圖9是圖示了根據(jù)本發(fā)明的設計裝置一種示例的框圖。
圖10是圖示了根據(jù)本發(fā)明的設計過程原理的視圖。
圖11是圖示了根據(jù)本發(fā)明的實際設計過程的視圖。
圖12是圖示了非對稱曲柄平衡公式的視圖。
圖13是示出根據(jù)本發(fā)明第二實施例帶有平衡器機構的發(fā)動機安裝狀態(tài)的示意性側視圖。
圖14是示出發(fā)動機曲柄機構的示意圖。
圖15是示出發(fā)動機襯套的示意圖。
圖16是示出根據(jù)本發(fā)明第三實施例帶有平衡器機構的發(fā)動機安裝狀態(tài)的示意性側視圖。
圖17是示出根據(jù)本發(fā)明第四實施例帶有平衡器機構的發(fā)動機安裝狀態(tài)的示意性側視圖。
1、34發(fā)動機1a樞轉軸(目標位置)1b曲柄機構1c曲柄軸1g配重1h平衡器機構1i平衡器軸22襯套(防振動元件)34腳蹬(目標位置)36防振動元件F1曲柄機構的原慣性力
F2平衡器機構的慣性力L1重心/目標位置直線L2曲柄/平衡器直線具體實施方式
[第一實施例]圖1是示出踏板摩托車(下文中稱為“摩托車”)總體結構的側視圖，所述摩托車上安裝了根據(jù)本發(fā)明第一實施例帶有平衡器機構的發(fā)動機。圖2是示出摩托車發(fā)動機附近的放大側視圖，所述摩托車上安裝了圖1所示帶有平衡器機構的發(fā)動機。圖3到圖5圖示了對圖2所示帶有平衡器機構的發(fā)動機瞬時旋轉中心進行安排的方法。
首先，參考圖1到圖3對摩托車結構進行說明，該摩托車上安裝了根據(jù)本發(fā)明第一實施例帶有平衡器機構的發(fā)動機。摩托車2上安裝了帶有平衡器機構的發(fā)動機1(下文中稱為“發(fā)動機1”)，在摩托車2中，前叉4的轉向軸由頭管3支撐向左右自由轉動。前輪5可轉動地安裝在前叉4的下端，轉向手柄6安裝在轉向軸的上端。頭管3前方還設有車身罩7。
車身框架8的前端連接到頭管3。車身框架8被形成為一直到摩托車2的后部，并包括上部框架8a和管狀下部框架8b。下部框架8b的前端通過螺栓9固定到上部框架8a，連接支架10焊接到下部框架的后端。連接框架10通過螺栓11固定到上部框架8a。對發(fā)動機1進行冷卻的散熱器12也通過支架(未示出)安裝到下部框架8b。冷卻水管13安裝到散熱器12，冷卻水管13連接到管狀下部框架8b。
車身框架8的上部框架8a中央部分下方安裝有燃料箱14，該中央部分上方設有車座15。車座15下方設有容納頭盔(未示出)的容納箱(未示出)。另外，在車座15與頭管3之間設置有腳蹬16。
另外，單元擺動(unit swing)式發(fā)動機單元1(下文中簡稱為“發(fā)動機1”)由車身框架8的后部可樞轉地支撐，以能夠上下擺動。后輪17可轉動地布置在發(fā)動機1的后端。后擋泥板18安裝在后輪17上方，覆蓋后輪17的上部。另外，后減震器19設在車身框架8后端與發(fā)動機1的后端之間。另外，發(fā)動機1上方設有空氣凈化器20，冷卻水管21安裝到發(fā)動機1的前部，冷卻水管21連接到管狀下部框架8b的后部。因此，散熱器12和發(fā)動機1通過冷卻水通道彼此相連，冷卻水通道由冷卻水管13、管狀下部框架8b和冷卻水管21組成。
如圖2所示，樞轉輪轂1p形成于發(fā)動機1的變速箱1n上部，樞轉輪轂1p由樞轉軸1a支撐在車身框架8上，以能夠上下擺動。
另外，活塞1f布置在發(fā)動機1上，以沿汽缸軸線自由往復運動，連桿1e的小端連接到活塞1f，連桿1e的大端通過曲柄銷1d連接到曲柄軸1c的曲臂。由此，曲柄機構1b構造成將活塞1f的往復運動轉換為曲柄軸1c的旋轉運動。
另外，配重(曲柄失衡)1g設在曲柄軸1c上與曲柄軸1c一體轉動。配重1g布置在曲柄銷1d的相反側。如下面將要說明的，通過對配重1g的大小和排列等進行調(diào)整，來對曲柄機構1b的原慣性力的轉動分量和平動分量進行調(diào)整。
另外，單軸平衡器機構1h設在發(fā)動機1上以限制曲柄機構1b的振動。平衡器機構1h包括平衡器軸1i和平衡器配重1j，平衡器配重1j隨著平衡器軸1i一體旋轉。
這里，根據(jù)本實施例，瞬時旋轉中心位于樞轉軸1a上，該處不會產(chǎn)生曲柄機構1b的原慣性力F1(見圖3)和平衡器機構1h的慣性力F2(見圖3)帶來的振動。因此，根據(jù)本實施例，由于樞轉軸1a上不產(chǎn)生由曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2帶來的振動，所以無需設置任何連桿來限制樞轉軸1a的振動向車身框架8傳遞。因此，根據(jù)本實施例，發(fā)動機1的樞轉軸1a沒有通過連桿而是直接支撐在車身框架8上。
另外，本實施例采用了下述方法作為在樞轉軸1a上布置瞬時旋轉中心的方法，通過所述方法，曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2產(chǎn)生的平動力造成的加速度，以及曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2產(chǎn)生的力偶造成的加速度，在應當布置瞬時旋轉中心的目標位置(樞轉軸1a)處抵消。
在此情況下，根據(jù)本實施例，為了產(chǎn)生由曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2造成的平動力分量，對配重1g的位置和重量進行調(diào)整，從而控制曲柄機構1b的原慣性力F1，使得與一個循環(huán)對應的軌跡畫出的形狀在力的矢量圖中限定出預定的橢圓形狀。另外，對平衡器配重1j的位置和重量進行調(diào)整，從而控制平衡器機構1h的慣性力F2，使得與一個循環(huán)對應的軌跡畫出的形狀在力的矢量圖中限定出預定大小的正圓形。
下面將參考圖2到圖5對上述將瞬時旋轉中心布置在預定目標位置(樞轉軸1a)附近的方法進行詳細說明。首先，根據(jù)本實施例，平衡器機構1h的平衡器軸1i的軸心1k如圖3所示相對于曲柄機構1b的曲柄軸1c的軸心1l布置為使得與重心/目標位置直線L1平行，所述直線L1連接在樞轉軸1a的軸心1m與發(fā)動機1的重心G之間。另外，平衡器機構1h的平衡器軸1i的軸心1k布置為相對于曲柄機構1b的曲柄軸1c的軸心1l具有沿著從樞轉軸1a的軸心1m到發(fā)動機1重心G的方向的預定間距。
另外，曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1長軸布置在曲柄/平衡器直線L2上，所述直線L2連接在曲柄軸1c的軸心11與平衡器軸1i的軸心1k之間。另外，平衡器機構1h的慣性力F2的正圓形S2設置為具有一直徑，所述直徑的大小等于曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1長軸。另外，平衡器機構1h的慣性力F2的方向設置為與曲柄機構1b的原慣性力F1的方向相反(反相)。
這里，曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1長軸與短軸的半徑已知分別為A×F[N]和(1-A)×F[N]，其中曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1長軸與短軸之比為長軸∶短軸＝A∶(1-A)，活塞1f進行往復運動的質(zhì)量所造成的慣性力用F[N]表示。
首先推導曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1的長軸與短軸比率A。在此情況下，E1方向和E2方向分別表示與曲柄/平衡器直線L2垂直和平行的方向，所述直線L2連接在曲柄軸1c的軸心1l與平衡器軸1i的軸心1k之間。另外，M[kg]表示發(fā)動機1的質(zhì)量，I[kg·m2]表示發(fā)動機1的慣性矩。另外，p[m]表示從發(fā)動機1的重心到樞轉軸1a的軸心1m之間的距離，b[m]表示從平行于E1方向并經(jīng)過發(fā)動機1重心G的直線L3到平衡器軸1i的軸心1k之間的距離，c[m]表示從直線L3到曲柄軸1c的軸心1l之間的距離。
如圖3所示，平衡器機構1h的慣性力F2角度為π+θ[rad]，其中θ[rad]表示曲柄機構1b的原慣性力F1相對于曲柄/平衡器直線L2的角度，所述直線L2連接在曲柄軸1c的軸心1l與平衡器軸1i的軸心1k之間。此時，曲柄機構1b的原慣性力F1沿E1方向的分量F1E1和沿E2方向的分量F1E2分別為F1E1＝(1-A)×Fsinθ[N]和F1E2＝A×Fcosθ[N]。另外，平衡器機構1h的慣性力F2沿E1方向的分量F2E1和沿E2方向的分量F2E2分別為F2E1＝A×Fsin(π+θ)[N]和F2E2＝A×Fcos(π+θ)[N]。
另外，考慮樞轉軸1a對于E1方向和E2方向的加速度。首先，考慮樞轉軸1a沿E1方向的加速度。
圍繞重心G的力偶給樞轉軸1a的軸心1m造成的力矩N由下面的式(1)表示，其中從重心/目標位置直線L1到曲柄軸1c的軸心1l和平衡器1i的軸心1k的距離等于l[m]，所述重心/目標位置直線L1連接在發(fā)動機1的重心G與樞轉軸1a的軸心1m之間。
N＝F1E2×1+F2E2×1+F1E1×c+F2E1×b＝A×Fcosθ×1+A×Fcos(π+θ)×1+(1-A)×Fsinθ×c+A×Fsin(π+θ)×b...(1)其中，由于cos(π+θ)＝-cosθ，sin(π+θ)＝-sinθ，所以式(1)可以表示為下面的式(2)。
N＝A×Fcosθ×1-A×Fcosθ×1+(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×bN＝(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×b...(2)另外，力偶在E1方向造成的加速度a1和角加速度β分別由下面的式(3)和式(4)表示，其中a1[m/s2]和β[rad/s2]分別表示沿E1方向在樞轉軸1a的軸心1m上造成的圍繞發(fā)動機1的重心G的力偶引起的加速度和角加速度。
a1＝p×β...(3)β＝N/I ...(4)根據(jù)上面的式(2)，式(4)可以由下面的式(5)表示。
β＝{(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×b}/I...(5)
根據(jù)式(3)和式(5)，沿E1方向的力偶造成的加速度a1由下面的式(6)表示。
a1＝p×β＝p×{(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×b}/I...(6)另外，沿E1方向的平動力給樞轉軸1a的軸心1m造成的加速度a2由下面的式(7)表示。
a2＝(F1E1+F2E1)/M＝{(1-A)×Fsinθ+A×Fsin(π+θ)}/M＝{(1-A)×Fsinθ-A×Fsinθ}/M＝(1-2A)×Fsinθ/M...(7)這里，為了使樞轉軸1a成為發(fā)動機1的瞬時旋轉中心，要求由力偶造成的加速度a1和由平動力造成的加速度a2彼此方向相反并且大小相同，因為由力偶造成的加速度a1和由E1方向的平動力造成的加速度a2抵消(相互抵消)。即，由于必須滿足a1+a2＝0，所以由式(6)和式(7)得到下面的式子。
a1+a2＝p×{(1-A)×Fsinθ×c-A×Fsinθ×b}/I+(1-2A)×Fsinθ/M＝0對其進行簡化得到下面的式子。
Fsinθ[p×{(1-A)×c-A×b}/I+(1-2A)/M]＝0此時由于F≠0，所以得到sinθ[p×{(1-A)×c-A×b}/I+(1-2A)/M]＝0。這里，當sinθ≠0時(θ≠0、π的情況)，滿足下面的式(8)。
p×{(1-A)×c-A×b}/I+(1-2A)/M＝0...(8)通過對式(8)進行簡化，在瞬時旋轉中心布置在樞轉軸1a上的情況下，可以導出下面表示曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1的長軸與短軸之比A的式(9)。
A＝(M×P×c+I)/{M×p(b+c)+2I}...(9)由于采用的發(fā)動機1的曲柄機構1b的原慣性力F1橢圓形狀滿足式(9)，所以可以將發(fā)動機1的瞬時旋轉中心布置在樞轉軸1a附近，在根據(jù)本實施例的發(fā)動機1中可以抑制樞轉軸1a的振動。
另外，在sinθ＝0時(θ＝0、π的情況)(參見圖4和圖5)，根據(jù)式(6)和式(7)，加速度a1和a2分別成為a1＝0和a2＝0，滿足a1+a2＝0。在此情況下，也可以抑制樞轉軸1a在E1方向的振動。
接下來考慮樞轉軸1a在E2方向的加速度。為了使樞轉軸1a成為發(fā)動機1的瞬時旋轉中心，要求力偶給樞轉軸1a的軸心1m造成的E2方向的加速度a3[m/s2]與平動力給樞轉軸1a的軸心造成的E2方向的加速度a4[m/s2]彼此方向相反且大小相同，從而使力偶造成的加速度a3和平動力造成的加速度a4在E2方向抵消(相互抵消)。即，必須滿足a3+a4＝0。這里，由于作用在樞轉軸1a的軸心1m上圍繞發(fā)動機1重心的力偶沿E2方向的分量為零，所以得到a3＝0。另外，平動力造成的E2方向的加速度由下面的式(10)表示。
A4＝(F1E2+F2E2)/M＝{A×Fcosθ+A×Fcos(π+θ)}/M＝{A×Fcosθ-A×Fcosθ}/M＝0 ...(10)由于這樣滿足了a3+a4＝0，所以可以抑制樞轉軸1a在E2方向的振動。
如上所述，當曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1滿足式(1)時，樞轉軸1a成為發(fā)動機1的瞬時旋轉中心，所以可以抑制樞轉軸1a的振動。
另外，式(I)與公式(15)、(15’)一樣。即，由于在圖3所示實施例中ψB＝180°，β＝360°-ψB＝180°，η＝90°，所以公式(15’)如下所示。
A=λ2λ+1]]>=I+M·LP·LC2I+M·LP(2LC-LB)]]>=(M·P·C+I)M·p(b+c)+2I]]>該公式成為式(I)。在對式中的A進行變換時，使用了關系LP＝p、LC＝c、LC-LB＝b，通過對圖6和圖3進行比較可以理解這點。
采用根據(jù)本實施例的摩托車2，通過對曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2產(chǎn)生的平動力造成的加速度，以及曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2產(chǎn)生的力偶造成的加速度進行調(diào)整，使發(fā)動機1的瞬時旋轉中心布置在樞轉軸1a上。因此，可以抑制瞬時旋轉中心所在的樞轉軸1a附近發(fā)生由曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2產(chǎn)生的力偶造成的振動，從而可以抑制樞轉軸1a附近發(fā)生由曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2產(chǎn)生的力偶造成的振動。
因此，不需要設置任何連桿等物來限制樞轉軸1a的振動傳遞到摩托車2的車身框架8。由此，可以減少零件數(shù)目并使之輕便。在此情況下，由于發(fā)動機1穩(wěn)固地支撐在車身框架8上，所以可以改善操縱穩(wěn)定性。
另外，在發(fā)動機1的瞬時旋轉中心布置在除了樞轉軸1a之外的預定目標位置時，瞬時旋轉中心所在的預定目標位置處不會發(fā)生由曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2產(chǎn)生的力偶造成的振動，使得可以抑制可選位置(目標位置)附近發(fā)生由曲柄機構1b的原慣性力F1和平衡器機構1h的慣性力F2產(chǎn)生的力偶造成的振動。
另外，根據(jù)本實施例，由于可以通過對平動力造成的加速度和力偶造成的加速度進行調(diào)整，使之在瞬時旋轉中心所在的樞轉軸1a上彼此方向相反而大小相同，從而容易地將瞬時旋轉中心布置在樞轉軸1a附近，所以可以容易地抑制樞轉軸1a附近由力偶造成的振動。
另外，根據(jù)本實施例，由于通過對曲柄機構1b的原慣性力F1進行設置，使得與一次循環(huán)對應的軌跡所畫出的形狀在力的矢量圖中限定預定的橢圓形狀(滿足式(9)的橢圓形狀)，通過曲柄機構1b的橢圓形狀原慣性力F1與平衡器機構1h的限定了正圓形的慣性力F2相比可以產(chǎn)生平動力，所以可以通過使用平動力造成的加速度和力偶造成的加速度來容易地將瞬時旋轉中心布置在樞轉軸1a附近。
另外，根據(jù)本實施例，可以通過下述措施容易地將瞬時旋轉中心布置在樞轉軸1a附近將平衡器軸1i的軸心1k相對于曲柄軸1c的軸心1l進行布置，使之平行于連接在樞轉軸1a的軸心1m與發(fā)動機1重心G之間的重心/目標位置直線L1，并且在從樞轉軸1a的軸心1m向發(fā)動機1重心G的方向上隔開預定間距；并且將曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1長軸布置為平行于連接在曲柄軸1c的軸心1l與平衡器軸1i的軸心1k之間的曲柄/平衡器直線L2；對平衡器機構1h的慣性力F2進行控制使得與一次循環(huán)對應的軌跡畫出的形狀在力的矢量圖中限定正圓形；并使平衡器機構1h的慣性力F2的正圓形S2直徑與曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓S1長軸相同，從而對曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓形狀進行控制，使得平動力造成的加速度和力偶造成的加速度在樞轉軸1a附近彼此方向相反且大小相同。
另外，根據(jù)本實施例，由于通過調(diào)整配重1g來對曲柄機構1b的原慣性力F1橢圓形狀進行控制，所以可以通過對配重1g的位置和重量進行調(diào)整而容易地將曲柄1b原慣性力F1的橢圓形狀控制成預定橢圓形狀。
另外，根據(jù)本實施例，通過使平衡器機構1h成為單軸平衡器機構1h，可以在帶有單軸平衡器機構1h的發(fā)動機1中(其中容易產(chǎn)生由力偶造成的振動)容易地抑制樞轉軸1a附近由力偶造成的振動。
接下來將對設計裝置進行說明，該設計裝置用來設計根據(jù)本發(fā)明的發(fā)動機。圖9是圖示了設計裝置概況的框圖，圖10是圖示了設計裝置操作(即算法過程的概念)的視圖，圖11是圖示了實際算法過程的視圖。圖10的過程對應于權利要求16所示的設計過程。另外，圖11的過程對應于權利要求17的過程。圖9中，記號50標記的CPU是計算機，作為進行計算的裝置；記號52標記的是存儲器，其中儲存了算法程序等；記號54標記了輸入裝置；記號56標記了輸出裝置。
根據(jù)本發(fā)明，由于可以根據(jù)權利要求17所示過程進行設計，所以這種設計中所用的公式(11)到(16’)、非對稱曲柄配重公式等可以預先儲存在存儲器52中。發(fā)動機設計所需的數(shù)據(jù)，即圖6所示的曲柄C、平衡器B、重心G、目標位置P的設置、以及M、I、LP、LB、LC、ψB、ψF由輸入裝置54輸入(圖10和圖11中的步驟S100)。
隨后，得到力偶在目標位置P處的加速度am(圖10中的步驟S102)并得到曲柄位置處對加速度am進行平衡的平動力ar(圖10中的步驟S104)。此外，通過將am和ar進行組合，可以得到原慣性力橢圓(圖10中的步驟S106)。
由于得到原慣性力橢圓相當于用公式(11)到(16’)得到長軸方向χ和長軸A，所以在實際計算中可以用公式(14)和(15)來得到它們(圖11中的步驟S106A)。
在以此方式確定原慣性力橢圓時，使用非對稱曲柄平衡公式來得到曲柄失衡的幅度k和相位α以產(chǎn)生這樣的橢圓(圖10中的步驟S108和圖11中的步驟S108A)。最后，得到平衡器的相位(圖10和圖11中的步驟S110)。
由于通過計算當然可以得到平衡器的相位，所以在計算公式已經(jīng)預先儲存在存儲器52中的情況下，當然可以采用計算公式來得到相位。這種計算歸根結底相當于確定平衡器的相位，使得在原慣性力方向沿平衡器軸時，平衡器的慣性力方向沿著曲柄軸(步驟S110)。另外，在得到長軸方向χ和長軸A的同時，也計算出平衡器的幅度kB(步驟S106A)。這樣得到的計算結果輸出到輸出裝置56(步驟S112)。
盡管已經(jīng)說明了在得到原慣性力橢圓(步驟S106、步驟S106A)之后得到曲柄失衡的幅度k和相位α，但是計算順序不限于此。例如，通過在存儲器中將公式(11)到(16’)與非對稱曲柄平衡公式一起儲存，在一次計算中即可進行所需的計算。在此情況下，計算順序無關緊要。另外，由于可以通過計算來確定平衡器的相位，所以可以用儲存在存儲器52中的計算公式來進行計算。
對第一實施例的說明是在下述情況下進行的樞轉輪轂1p設在單元擺動式發(fā)動機單元1的變速箱1n上壁上，樞轉輪轂1p由樞轉軸1a支撐為能夠上下擺動，瞬時旋轉中心位于樞轉軸1a上。
但是，根據(jù)本發(fā)明，瞬時旋轉中心和布置樞轉軸的位置不限于第一實施例中的位置，而是可以自由設定。
圖13到圖15是圖示了第二實施例的視圖，在第二實施例中，樞轉軸布置在變速箱之下。在圖13中，樞轉輪轂1p’形成于變速箱1n下邊緣的前部，樞轉輪轂1p’由懸掛支架8c支撐為能夠上下擺動，懸掛支架8c通過樞轉軸1a固定到車身框架構件8b。
在本實施例中，對曲柄機構1b的配重和平衡器機構1h的平衡器配重進行大小和位置上的調(diào)整，使得與曲柄機構1b的原慣性力有關的瞬時旋轉中心位于樞轉軸1a上。
另一方面，曲柄軸1c在曲柄機構1b中旋轉，從而產(chǎn)生二次慣性力F并由此產(chǎn)生振動。由于與原慣性力造成的振動相比，二次慣性力F造成的振動大小尚可接受，所以在第一實施例中并未針對二次慣性力造成的振動采取任何措施。
第二實施例針對二次慣性力造成的振動，以便更加確保滿足改善舒適性的需求，這種需求是近年來摩托車等非常期望的。
更具體地說，第二實施例構造為使得對形成于變速箱1n下邊緣前部的樞轉輪轂1p’進行支撐的樞轉軸1a成為與原慣性力有關的瞬時旋轉中心，從而抑制由原慣性力造成的振動；并由彈性元件制成的襯套22使傳遞到樞轉軸1a的由二次慣性力造成的振動向外的釋放減輕。
襯套22包括橡膠等制成的彈性元件22c，該元件經(jīng)過烘烤并固定在金屬內(nèi)筒22a和金屬外筒22b之間。彈性元件22c上形成一對挖去孔(trimmed hole)22d、22d。襯套22插在樞轉輪轂1p’與樞轉軸1a之間，使得布置挖去孔22d、22d的方向如下文所述與二次慣性力造成的加速度方向一致。這樣，與其他方向的彈性力相比，減小了沿加速度a方向的彈性力。
下面考慮曲柄機構1b中的二次慣性力F作用于樞轉軸1a上造成的加速度a。
首先，在示意性示出曲柄機構1b的圖14中，設mr＝往復運動質(zhì)量，r＝曲柄半徑，ω＝曲柄角速度，θ＝曲柄相位，λ＝連桿比率(p/r)，p＝連桿長度，I＝慣性矩，M＝發(fā)動機質(zhì)量。
另外，在圖13中，設F＝二次慣性力，a＝二次慣性力作用在樞轉軸1a上造成的加速度，g＝從汽缸軸線C到發(fā)動機重心G的距離，h＝發(fā)動機重心G到與二次慣性力有關的瞬時旋轉中心D的距離，n＝瞬時旋轉中心D到樞轉軸1a的距離，j＝發(fā)動機重心G到樞轉軸1a的距離，Φ＝三角形1a-G-D的頂角，β＝圍繞瞬時旋轉中心D的角速度。
加速度可以由下面的式(17)得到。
a＝n×β(17)另外，可以由下面的式子得到二次慣性力F等。
F＝mr×r×ω2×cos(2θ)/λβ＝F×g/In＝[j2×h2-2jh×cos(Φ)]1/2h＝I/(M×g)在第二實施例中，對曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓形狀和平衡器機構1h的慣性力F2的圓形進行控制，使得平動力造成的加速度和力偶造成的加速度在樞轉軸1a上或者在其附近彼此方向相反且大小相同。由此，抑制了曲柄機構1b的原慣性力造成的振動從樞轉軸1a傳遞到車身框架8。
另外，通過在樞轉軸1a與樞轉輪轂1p’之間或者樞轉軸1a與支架8c之間插入襯套22，可以減輕二次慣性力造成的加速度及隨之而來的振動，并可以確保將發(fā)動機1支撐在車身上所需的強度以保證行駛穩(wěn)定性。
這里，二次慣性力F與汽缸軸線C一致，加速度a的方向基本上沿著與汽缸軸線C(以及加速度a)相同的方向。因此，襯套22布置成使得彈性力較小的方向基本上與汽缸軸線C的方向相同。另外，雖然在圖13中加速度a相對于汽缸軸線C形成較大的角度，但這只是為了畫圖方便。更具體地說，雖然與二次慣性力有關的瞬時旋轉中心D與汽缸軸線C越遠，加速度a的方向就越靠近汽缸軸線C的方向，但是因為紙面大小有限，圖13不得不將瞬時旋轉中心畫在離汽缸軸線C比實際情況近得多的位置，因此加速度a與汽缸軸線C如上所述彼此以較大角度相交。
盡管第二實施例是在采用襯套作為防振動元件的情況下進行說明的，且所述防振動元件的彈性力強弱具有方向性，但是根據(jù)本發(fā)明也可以對防振動元件采用各種變形。圖16是圖示了第三實施例的視圖，其中采用連接元件作為防振動元件，與圖13中相同的標號表示與其相同的元件或與其對應的元件。
構成防振動元件的連接板(link plate)37通過由軸承37a和彈性元件組成的安裝襯套37b安裝到固定在車身框架8b上的支架8d。安裝襯套37b是彈性力強弱沒有方向性的普通襯套，并可以采用例如下述襯套，即圖15所示襯套22但不帶有挖去孔22d。相應地，連接板37通過襯套22的偏置而朝向其中性位置(襯套22的軸線)偏置。由此，連接板37能夠根據(jù)安裝襯套37b的彈性形變量而圍繞軸承37a轉動。發(fā)動機1通過樞轉軸1a安裝到連接板37的尖端，以能夠上下擺動。
在第三實施例中，二次慣性力造成的加速度與汽缸軸線C在方向上基本一樣。這與第二實施例的情況相同。連接板37設置為使得加速度的方向與樞轉軸1a圍繞軸承37a轉動的方向一致。
因此，根據(jù)第三實施例，由于對于二次慣性力造成的加速度，連接板37在安裝襯套37b的彈性形變范圍內(nèi)圍繞軸承37a正確轉動，所以可以進一步確保防止二次慣性力造成的振動向外傳遞。
另外，由于連接板37只能圍繞軸承37a轉動而不能沿其他方向運動，所以可以穩(wěn)固地支撐發(fā)動機1，有助于改善行駛穩(wěn)定性。
另外，在第三實施例中，雖然襯套22使連接板37向其中性位置偏置，但是在本發(fā)明中，也可以使用例如彈簧元件而不是襯套來使連接板向其中性位置偏置。
盡管對第一到第三實施例的說明參考了將發(fā)動機1在車身框架上支撐為能夠圍繞樞轉軸擺動的情況，但是本發(fā)明也可以應用于發(fā)動機固定安裝在車身框架上的情況。
圖17是圖示了本發(fā)明第四實施例的示意圖，與圖1到圖16中相同的標號表示與其相同的元件或與其相應的元件。
根據(jù)本實施例的摩托車30包括支架式車身框架31。形成于車身框架31前端的頭管31a支撐前叉4，使之能夠進行左右操縱，形成于車身框架后端的后臂支架31b通過樞轉軸33可樞轉地支撐后臂32，使之能夠上下擺動。后輪17以軸頸方式(jounal)位于后臂32的后端。
V型雙缸發(fā)動機34安裝在車身框架31中央。在發(fā)動機34中，插入并布置在前后汽缸體34a、34b的前活塞和后活塞通過前后連桿連接到曲柄軸的共同曲柄銷。另外，采用根據(jù)本實施例的V型雙缸發(fā)動機，由于二次慣性力F作用方向沿著經(jīng)過曲柄軸將V形坡分為兩半的直線方向或者與之垂直的方向，所以角平分線可以看作汽缸軸線C。
通過車身框架31上形成的多個懸掛支架31c將發(fā)動機34直接固定到車身框架31，即其間沒有彈性元件。就是說，根據(jù)第四實施例，發(fā)動機34和車身框架31以作為整體構成一個剛體的方式連接在一起。因此，采用這樣的實施例，在考慮到曲柄機構產(chǎn)生的振動的情況下，發(fā)動機質(zhì)量M總共是發(fā)動機34和與其剛性連接的車身框架31的質(zhì)量之和。
另外，騎手放置腳的左右腳蹬35固定在車身框架31下部的左右方。減震器36安裝在腳蹬35上，它包括用于吸收振動的彈性元件(例如橡膠等)。減震器36以與第二實施例一樣的方式設置，使得曲柄機構1b的二次慣性力造成的沿加速度a方向的彈性力小于其他方向的彈性力。另外，第四實施例的加速度是用與第二實施例中一樣的公式得到的。
根據(jù)第四實施例，選擇腳蹬35為目標位置，基于曲柄機構原慣性力的瞬時旋轉中心將設置在該目標位置處。即，對曲柄機構的配重和平衡器機構的平衡器配重在大小和位置方面進行調(diào)整，使得腳蹬35限定了曲柄機構1b的原慣性力的瞬時旋轉中心。因此，對曲柄機構1b的原慣性力F1的橢圓形狀和平衡器機構的慣性力F2的圓形進行控制，使得平動力造成的加速度和力偶造成的加速度在腳蹬35上彼此方向相反且大小相同。由此，可以抑制曲柄機構的原慣性力造成的振動傳遞到車身框架。
此外，根據(jù)第四實施例，減震器36安裝到腳蹬35，以抑制二次慣性力在腳蹬35上造成的振動傳遞到騎手。由于減震器36構造成使得二次慣性力造成的沿加速度a方向的彈性力小于沿其他方向的慣性力，所以可以抑制二次慣性力造成的振動傳遞到騎手。
另外，在任何方面，第一到第四實施例都應認為是示意性而不是限制性的。本發(fā)明的技術范圍由權利要求而不是對實施方式的前述描述來表示，其含義以及等同物范圍內(nèi)的所有改變都應包括在此范圍內(nèi)。
盡管這些實施例示出了踏板摩托車作為摩托車的示例以及將V型發(fā)動機直接連接到車身框架的示例，但是本發(fā)明的范圍不限于此，而是可以應用到除了上述之外的摩托車，只要該摩托車設置了帶有平衡器機構的發(fā)動機即可。
另外，盡管這些實施例示出了將帶有平衡器的機構安裝在摩托車上的示例，但是本發(fā)明不限于此，也可以將帶有平衡器機構的發(fā)動機安裝到其他車輛、機器、裝置等。
另外，盡管這些實施例示出了將發(fā)動機的瞬時旋轉中心設置在樞轉軸上、腳蹬上或其附近的示例，但是本發(fā)明不限于此，也可以將發(fā)動機的瞬時旋轉中心設置在其他地方。
另外，盡管這些實施例示出了將平衡器軸相對于曲柄軸沿著從樞轉軸向發(fā)動機重心的方向布置、曲柄機構原慣性力的橢圓長軸布置為與連接在曲柄軸和平衡器軸之間的直線基本上平行的示例，但是本發(fā)明不限于此，平衡器軸也可以相對于曲柄軸沿著從發(fā)動機重心到樞轉軸的方向布置。在此情況下，可以將曲柄的原慣性力的橢圓方向布置為與連接在曲柄軸和平衡器軸之間的直線基本上平行。
另外，盡管這些實施例示出了瞬時旋轉中心布置在樞轉軸附近，從而不設置任何連桿來限制發(fā)動機(樞轉軸)振動向摩托車的車身框架傳遞，但是本發(fā)明不限于此，即使在瞬時旋轉中心布置在樞轉軸附近的情況下，也可以在將發(fā)動機樞轉軸和車身框架相連的連接部分上設置連桿。
權利要求
1.一種帶有平衡器機構的發(fā)動機，包括曲柄機構，平衡器機構，所述平衡器機構抑制所述曲柄機構造成的振動，其中，通過對所述曲柄機構的原慣性力和所述平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的平動力造成的加速度、以及所述曲柄機構的所述原慣性力和所述平衡器機構的所述慣性力產(chǎn)生的力偶造成的加速度進行調(diào)整，將所述發(fā)動機的瞬時旋轉中心布置在預定目標位置附近。
2.根據(jù)權利要求1所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，對所述平動力造成的加速度和所述力偶造成的加速度進行調(diào)整，使得它們在布置所述瞬時旋轉中心的所述預定目標位置附近基本上方向相反且基本上具有同樣大小。
3.根據(jù)權利要求2所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述曲柄機構的所述原慣性力在力的矢量圖中限定了由對應于一個循環(huán)的軌跡畫出的預定橢圓形狀。
4.根據(jù)權利要求3所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述曲柄機構包括曲柄軸，所述平衡器機構包括平衡器軸，所述平衡器軸布置為使得連接在所述平衡器軸與所述曲柄軸之間的曲柄/平衡器直線基本上與連接在所述發(fā)動機的重心與所述預定目標位置之間的重心/目標位置直線平行，所述曲柄機構的所述原慣性力橢圓長軸設置為基本上平行于所述曲柄/平衡器直線，所述平衡器機構的所述慣性力在力的矢量圖中限定了由對應于一個循環(huán)的軌跡畫出的基本上正圓形，并且所述平衡器機構的所述慣性力的所述正圓形直徑基本上等于所述曲柄機構的所述原慣性力橢圓長軸。
5.根據(jù)權利要求3或4所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述曲柄機構還包括配重，并且其中，通過調(diào)整至少所述配重來對所述曲柄機構產(chǎn)生的所述原慣性力的所述橢圓形狀進行控制。
6.根據(jù)權利要求1到5中任意一項所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，還包括支撐所述發(fā)動機的樞轉軸，并且其中，布置了所述發(fā)動機瞬時旋轉中心的所述預定目標位置對應于所述樞轉軸。
7.根據(jù)權利要求1到6中任意一項所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述平衡器機構包括單軸平衡器機構。
8.一種摩托車，包括根據(jù)權利要求1到7中任意一項所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機。
9.一種帶有平衡器機構的發(fā)動機，包括曲柄機構，所述曲柄機構包括曲柄軸，平衡器機構，所述平衡器機構包括平衡器軸，并且其中，所述曲柄軸的旋轉產(chǎn)生的原慣性力包括大小不變但旋轉的旋轉分量、以及方向不變但大小隨著所述曲柄軸旋轉而改變的平動分量，力偶造成的加速度與所述曲柄軸的所述原慣性力的所述平動分量造成的加速度在預定目標位置處具有彼此基本上相反的方向和基本上相同的大小，其中所述力偶是所述曲柄軸旋轉產(chǎn)生的所述原慣性力的所述旋轉分量與所述平衡器軸旋轉產(chǎn)生的慣性力抵消所產(chǎn)生的。
10.根據(jù)權利要求9所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述曲柄軸旋轉產(chǎn)生的所述原慣性力的所述旋轉分量與所述平動分量的比率λ為λ＝[I+M·LP·LC]/[M·LP·LB]其中M表示發(fā)動機質(zhì)量，I為慣性矩，LP為所述目標位置與重心之間的距離，LB為所述曲柄軸與所述平衡器之間的中心距離，LC為所述曲柄軸與所述重心之間沿重心/目標位置方向的距離，所述曲柄機構的所述原慣性力的相位設定，使得在力偶最大時所述平動分量也成為最大，所述力偶最小時所述平動分量也最小，其中所述力偶是所述旋轉分量與所述平衡器機構的所述慣性力抵消產(chǎn)生的，并且所述曲柄機構的所述原慣性力的所述平動分量方向設定為與連接在所述發(fā)動機重心與所述目標位置之間的重心/目標位置直線垂直。
11.根據(jù)權利要求10所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述曲柄機構的所述原慣性力的矢量軌跡限定了橢圓形。
12.根據(jù)權利要求11所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，以汽缸軸線為基準，沿所述曲柄軸的旋轉方向所取的所述橢圓的長軸方向χ和長軸A滿足[式1]β＝360°-ΨBη=12·tan-1(2·λ·sinβ1+2·λ·cosβ)]]>χ＝90°-(η+ΨF)A=cosη+λ·cos(β-η)cosη+2·λ·cos(β-η)]]>其中ΨB表示以曲柄/平衡器方向以所述重心/目標位置方向為基準的角度，ΨF表示所述汽缸軸線方向以所述重心/目標位置方向為基準的角度。
13.根據(jù)權利要求12所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，以所述汽缸軸線方向為基準，設在所述曲柄軸上的曲柄失衡(配重)在上死點時的方向角α滿足[式2]α=χ+tan-1[AA-1·tanχ].]]>
14.根據(jù)權利要求12所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述曲柄失衡的大小k滿足[式3]k=A·sinχsin(α-χ)=(A-1)cosχcos(α-χ).]]>
15.根據(jù)權利要求10所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，當所述曲柄機構的所述原慣性力沿著所述平衡器軸定向時，所述平衡器機構的所述慣性力方向沿著所述曲柄軸定向。
16.根據(jù)權利要求15所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，以平行于汽缸軸線的方向為基準，帶有所述平衡器軸的所述平衡器機構在所述上死點時的所述慣性力的方向角αB滿足[式4]
17.根據(jù)權利要求15所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述平衡器機構的所述慣性力的大小kB滿足[式5]kB=λ·cosηcosη+2·λ·cos(β-η)]]>=λ·sinη2·λ·sin(β-η)-sin.]]>
18.根據(jù)權利要求9所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，包括用于車輛的發(fā)動機，其中，所述目標位置設定在對所述發(fā)動機進行支撐的位置附近。
19.根據(jù)權利要求18所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，包括安裝在具有單元擺動式動力單元的踏板車輛上的發(fā)動機，其中，所述目標位置設定在樞轉軸附近，所述樞轉軸將所述動力單元支撐在車身框架上使之自由擺動。
20.根據(jù)權利要求19所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述曲柄/平衡器直線平行于重心/目標位置直線，所述目標位置位于所述曲柄軸的上方或下方。
21.根據(jù)權利要求9所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，包括裝有腳蹬的摩托車所用的發(fā)動機，其中，所述目標位置位于所述腳蹬附近。
22.根據(jù)權利要求9所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述平衡器機構包括以恒定速度相對于所述曲柄軸旋轉的平衡器軸。
23.根據(jù)權利要求9所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述平衡器機構包括平衡器軸，所述平衡器軸相對于所述曲柄軸以恒定速度沿著與后者同樣的方向旋轉。
24.一種摩托車，其上安裝有根據(jù)權利要求9所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述發(fā)動機的所述目標位置位于將所述發(fā)動機支撐在車身框架上的位置附近。
25.一種摩托車，其上在車身中央附近安裝有根據(jù)權利要求9所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，腳蹬安裝到所述發(fā)動機，其中，所述目標位置位于所述腳蹬附近。
26.一種帶有平衡器機構的發(fā)動機，包括曲柄機構，對所述曲柄機構造成的振動進行抑制的平衡器機構，并且其中，通過對所述曲柄機構的原慣性力和所述平衡器機構的慣性力產(chǎn)生的平動力造成的加速度、以及所述曲柄機構的所述原慣性力和所述平衡器機構的所述慣性力產(chǎn)生的力偶造成的加速度進行調(diào)整，而將所述發(fā)動機的瞬時旋轉中心布置在預定目標位置附近，設置防振動元件來減輕所述曲柄機構的二次慣性力造成的振動向所述目標位置外部傳遞。
27.根據(jù)權利要求26所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述目標位置限定在樞轉軸上，所述樞轉軸支撐所述發(fā)動機使之能夠上下擺動，所述防振動元件包括彈性元件制成的襯套，所述襯套布置在所述樞轉軸上，所述襯套構造成使得沿著加速度主方向的彈性力小于其他方向的彈性力，其中所述加速度主方向是所述二次慣性力作用在所述樞轉軸上造成的加速度的主方向。
28.根據(jù)權利要求26所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述目標位置限定在樞轉軸上，所述樞轉軸支撐所述發(fā)動機使之能夠上下擺動，所述防振動元件包括連接元件，所述連接元件通過軸承安裝到車身框架并向中性位置偏置，所述發(fā)動機由所述連接元件通過樞轉軸支撐為能夠上下擺動，所述樞轉軸繞所述軸承運動的方向基本上與所述二次慣性力作用在所述樞轉軸上造成的加速度的主方向一致。
29.根據(jù)權利要求26所述的帶有平衡器機構的發(fā)動機，其中，所述目標位置限定在腳蹬上，騎手的腳放在腳蹬上，所述防振動元件包括減震器，所述減震器安裝在所述腳蹬上，所述減震器構造成使得沿著加速度主方向的彈性力小于其他方向的彈性力，所述加速度主方向是所述二次慣性力作用在所述腳蹬上造成的加速度的主方向。
全文摘要
一種發(fā)動機，具有曲柄機構和用于對曲柄機構產(chǎn)生的振動進行抑制的平衡器機構。對平衡器機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力造成的平動力帶來的加速度、以及平衡器機構的原慣性力和平衡器機構的慣性力造成的力偶帶來的加速度進行調(diào)整，使發(fā)動機的瞬時旋轉中心位于預定目標位置附近。
文檔編號F02B77/00GK1985105SQ20058002316
公開日2007年6月20日 申請日期2005年7月4日 優(yōu)先權日2004年7月9日
發(fā)明者岡本直紀, 太田和宏, 佐野武俊, 竹內(nèi)昭光 申請人:雅馬哈發(fā)動機株式會社