JP2013517407A - マルチリンク式クランク機構と２次慣性力を打ち消すための一本のみのバランスシャフトとを具備した直列エンジン - Google Patents

Abstract

本発明はマルチリンク式クランク機構（１１）を具備したエンジン（１）に関するものであり、マルチリンク式クランク機構（１１）は、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）に回転自在に軸受けされる複数のカップリングリンク（１２）と、エキセントリックシャフト（９）の連結ピン（２４）に回転自在に軸受けされる複数のリンク用コネクティングロッド（２０）を有しており、各カップリングリンク（１２）は、エンジン（１）のピストン（３）のピストン用コネクティングロッド（４）及びリンク用コネクティングロッド（２０）のうちの一つと旋回自在に接続されている。摩擦損失の著しい増大を招くことなく実質上完全に慣性力を平衡化できるように、本発明のエンジン（１）は、２次慣性力を打ち消すためのバランスシャフト（３１）を１本のみ備える。
【選択図】図５

Description

本発明は、請求項１の前提部に記載のエンジンに関する。

この種のエンジンは、例えば特許文献１、特許文献２、特許文献３、特許文献４、または特許文献５から知られており、しばしば可変圧縮比エンジンとも、可変ピストンストローク式エンジン（可変ストローク・エンジン）とも呼ばれる。

これらのエンジンは、マルチリンク式クランク機構を介してクランクシャフトに連結される１本のエキセントリックシャフトを有している。マルチリンク式クランク機構は、気筒数と同数のカップリングリンクを有しているが、これらはいずれも、クランクシャフトのクランクピンの周囲に回転自在に軸受けされており、また、クランクシャフトを挟んでそれぞれ反対側に延びている、それぞれの端部に旋回連結部が１つずつ備えられた２つのアーム部を有している。エンジンのピストンのうち１つをクランクシャフトへカップリングリンクを介して接続するピストン用コネクティングロッドを連結するため、旋回連結部のうちの一方が用いられ、これに対し、他方の旋回連結部は、反対側の端部がエキセントリックシャフトの連結ピンの周囲に回転自在に軸受けされる、いわゆるリンク用コネクティングロッドを連結するために用いられる。

マルチリンク式クランク機構を介してクランクシャフトに連結されるエキセントリックシャフトが具備されない従来型のエンジンと同様に、冒頭に記した種類のエンジンにおいても、質量の振動およびクランク角の変化によって１次および２次の慣性力が発生する。所望される回転の滑らかさを達成するとともに騒音を低減するためには、これらの慣性力が可能な限り平衡化されなければならない。１次慣性力については、クランクシャフトに設けられるバランスウェイトと一連のクランクスローとにより平衡化が可能であるのに対して、２次慣性力の平衡化は、従来型のエンジンでは、クランクシャフトの２倍の回転数で駆動される、互いに逆方向に回転する２本のバランスシャフトの補助により行われることが多い。

しかし冒頭に記した種類のエンジンでは、ただでさえ従来型のエンジンよりも摩擦損失が高くなっているために、これにさらに２本のバランスシャフトによる摩擦損失分が追加されるとなると、摩擦損失の許容範囲を超えることになりかねない。

この問題を解決するために、冒頭に記した特許文献４では、マルチリンク式クランク機構の構成部品の重心を好ましい位置に配置することにより、質量の釣り合いを改善することが提案されているが、重心位置を最適化すると大抵はクランク機構の質量がさらに増大することになるため、２次慣性力を考慮してみると有効な対策とはいえない。

また、冒頭に記した特許文献３では、マルチリンク式クランク機構を具備した直列型の４気筒エンジンにおいて、キネマティクスの最適化により２次慣性力を所定の限界値未満に抑えることが可能であることが記述されているが、回転の滑らかさをバランスシャフトにより向上することについては、何ら示唆されていない。

また、冒頭に記した特許文献１、特許文献２、または特許文献５のような、いくつかの刊行物に記述されているその他の対策によっても、２次慣性力は極めて不完全な形でしか平衡化できないために、マルチリンク式クランク機構を具備した直列型エンジンは、回転の滑らかさに関しては、従来型の直列型エンジンよりも劣ってしまっている。

独国特許出願公開第１０２００５０５４７６１号明細書 独国特許出願公開第１０２００５０５４７６０号明細書 欧州特許出願公開第１１２６１４４号明細書 特開２００４−１２４７７５号公報 国際公開第２００７／０５７１４９号

以上のような背景から、本発明の主な課題は、２次慣性力の平衡化が、摩擦損失を大幅に増大することなく可能となるように、冒頭に記した種類のエンジンを改良することにある。

この課題は、本発明により、２次慣性力を打ち消すために用いられるバランスシャフトをエンジンに１本のみ備えることで解決される。

様々な実験を行った結果、冒頭に記した種類のエンジンにおいては、発生する２次慣性力をバランスシャフト１本だけで完全に平衡化できることが判明した。これにより、バランスシャフトの必要数を１本だけとすることで、追加される摩擦損失だけでなく、追加される所要取付け空間、追加重量、追加コストも許容範囲内に抑えることができる。

本発明は、冒頭に記した種類のマルチリンク式クランク機構を具備したエンジンでは、同等のストロークおよび同等の質量振動を有する従来型のエンジンよりも、２次慣性力の度合いが既にかなり低いものとなっている一方で、マルチリンク式クランク機構の構成部品、すなわちクランクシャフト、カップリングリンク、ピストン用コネクティングロッド、リンク用コネクティングロッド、およびエキセントリックシャフトの配置を適切に行うとともに、これらの構成部品のキネマティクスあるいは寸法仕様を所定の範囲内で適切に設定することによって、２次慣性力の度合いをさらに低減させることができる、という考え方に基づくものである。

従来型のエンジンでは、直列エンジンである場合はその上下軸に相当するシリンダの軸線の向きだけに２次慣性力が作用するのに対して、冒頭に記した種類のマルチリンク式クランク機構を具備した直列エンジンでは、２次慣性力が、この上下軸の向きだけではなく、それに対して垂直な、エンジンの左右軸の向きにも作用する力のベクトルを有している。これらの２つの力のベクトルから求められる各時点での合力は、クランクシャフトが１回転する過程で変化する振幅を有しており、クランクシャフトの回転軸に対して垂直なエンジンのＹＺ座標面内で閉じた曲線として表すことができる。この曲線は、マルチリンク式クランク機構の構成部品の配置方式および寸法仕様に応じて、細長く延伸されたループ状の形状か、またはそれよりもさらに丸みを帯びた楕円形または長円形からほぼ円形に近い形状をとることができる。この曲線が正確に円形を描く場合には、単一のバランスシャフトのみの補助によって２次慣性力を完全に打ち消し得るため、マルチリンク式クランク機構の構成部品の配置および寸法仕様あるいはキネマティクスの最適化により、可能な限り円形に近い形状、あるいは円形からのずれが可能な限り僅かな形状で、できればさらに力のベクトルも可能な限り小さな曲線が模索されることになる。

これを達成するために、マルチリンク式クランク機構の構成部品の配置および寸法仕様は、次に示す関係式の内、可能な限り多くの、好ましくは全ての関係式を満足するように選定される。

４．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ１Ｐ２＜６×ｒ＿ＫＷ （１）
１．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ２Ｐ３＜３×ｒ＿ＫＷ （２）
５．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ２Ｐ４＜８×ｒ＿ＫＷ （３）
３．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ３Ｐ４＜５×ｒ＿ＫＷ （４）
３×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ４Ｐ５＜５×ｒ＿ＫＷ （５）
１３０°＜α＜１６０° （６）
０．７５×ｒ＿ＫＷ＜Ｓ＜２×ｒ＿ＫＷ （７）
０．０５×ｒ＿ＫＷ＜ｒ＿ＥＷ＜０．９×ｒ＿ＫＷ （８）
−３×ｒ＿ＫＷ＜ｙ＿ＥＷ＜−８×ｒ＿ＫＷ （９）
−１×ｒ＿ＫＷ＜ｚ＿ＥＷ＜−３×ｒ＿ＫＷ （１０）

上記関係式中、
− ｒ＿ＫＷは、クランク半径、すなわちクランクシャフトの回転軸から、クランクシャフトのクランクピンの長手方向中心軸までの距離であり、また、
− 全てのカップリングリンクについて、
− Ｌ_Ｐ１Ｐ２は、カップリングリンクとそれに付属するピストン用コネクティングロッドとの間の旋回連結部の旋回軸までの、ピストン用コネクティングロッドとそれに付属するピストンとの間の旋回連結部の旋回軸からの距離であり、
− Ｌ_Ｐ２Ｐ３は、ピストン用コネクティングロッドの１つとそれに付属するカップリングリンクとの間の旋回連結部の旋回軸までの、カップリングリンクが取り付いているクランクシャフトのクランクピンの長手方向中心軸からの距離であり、
− Ｌ_Ｐ２Ｐ４は、ピストン用コネクティングロッドの１つとそれに付属するカップリングリンクとの間の旋回連結部の旋回軸までの、カップリングリンクとそれに付属するリンク用コネクティングロッドとの間の旋回連結部の旋回軸からの距離であり、
− Ｌ_Ｐ３Ｐ４は、リンク用コネクティングロッドの１つとそれに付属するカップリングリンクとの間の旋回連結部の旋回軸までの、カップリングリンクが取り付いているクランクシャフトのクランクピンの長手方向中心軸からの距離であり、
− Ｌ_Ｐ４Ｐ５は、エキセントリックシャフトの連結ピンの長手方向中心軸までの、連結ピンの周囲に軸受けされたリンク用コネクティングロッドとそれに付属するカップリングリンクとの間の旋回連結部の旋回軸からの距離であり、
− αは、カップリングリンクの内周部に備えられるクランクピンのベアリングシートの長手方向中心軸を、カップリングリンクとそれに付属するピストン用コネクティングロッドとの間の旋回連結部の旋回軸を結ぶ第１の直線と、カップリングリンクの内周部に備えられるクランクピンのベアリングシートの長手方向中心軸を、このクランクピンの周囲に軸受けされたカップリングリンクとそれに付属するリンク用コネクティングロッドとの間の旋回連結部の旋回軸と結ぶ第２の直線との、２本の直線が成す角度であり、
− Ｓは、クランクシャフトの回転軸までの、エンジンのシリンダのシリンダ軸が位置している１つの平面ＥＺからの、オフセットと呼ばれる水平距離であり、
− ｒ＿ＥＷは、エキセントリックシャフトの連結ピンの長手方向中心軸までの、エキセントリックシャフトの回転軸からの距離であり、
− ｙ＿ＥＷは、エキセントリックシャフトの回転軸までの、エンジンのシリンダのシリンダ軸が位置している平面ＥＺからの、エンジンの左右軸方向への水平位置の差であり、さらに、
− ｚ＿ＥＷは、エキセントリックシャフトの回転軸までの、クランクシャフトの回転軸からの、エンジンの上下軸方向への垂直位置の差である。

実験により、マルチリンク式クランク機構の構成部品のこのような配置および寸法仕様によって、２次の回転次数の、すなわちクランクシャフトの２倍の回転数で回転するバランスシャフトを１本だけ使用して、２次慣性力をほぼ完全に打ち消し得ることが判明している。ほかにも実験結果から、このバランスシャフトの回転方向によって２次不平衡慣性力の大きさにばらつきが見られることが判明したので、本発明のさらに有利な実施形態においては、このバランスシャフトを、クランクシャフトの回転方向と同じ回転方向に回転させることが考えられる、なぜならばこのようにした場合、上述の諸条件の下では、バランスシャフトが逆方向に回転する場合よりも、打ち消されずに残存する２次慣性力が格段と小さくなるからである。

エンジンに、膨張行程を延長するためにクランクシャフトにより駆動されクランクシャフトの回転方向とは逆の回転方向に回転するエキセントリックシャフトが備えられる場合は、所定の境界条件下において、単一のバランスシャフトのみにより２次慣性力を完全に打ち消す、あるいは平衡化することが可能となる。

好ましくは、エキセントリックシャフトおよびバランスシャフトは、クランクシャフトによって、共通の歯車式伝動機構またはベルトドライブを介しながらも、異なる減速比あるいは増速比で駆動される。しかし原理的には、別々の歯車式伝動機構またはベルトドライブを使用することも可能である。

以下では図面に示される実施例に基づき本発明を詳しく説明する。

マルチリンク式クランク機構によってクランクシャフトに連結されるエキセントリックシャフトが備えられたエンジンにおいて相互作用する各部品を示す斜視図 図１の一部を示すさらに別の斜視図 図２の部分側面断面図 図２の部分正面断面図 図４に対応するマルチリンク式クランク機構の各種回転軸および旋回連結部と、各種配置パラメータあるいは寸法仕様パラメータを示す概略図 クランクシャフトの回転軸に対して垂直な平面内における、クランクシャフトが１回転する間の２次慣性力の振幅特性曲線を示すグラフ エンジンの上下軸方向および左右軸方向における２次不平衡慣性力を表す棒の組をエンジンの構成別に示す棒グラフ

図１に最も良く示されているように、この図においては一部のみ示す４サイクル直列４気筒エンジン１は、１本のクランクシャフト２と４つのピストン３を有しており、これらのピストン３はいずれも、エンジン１の４つのシリンダ（図示せず）の１つ１つの内部で往復運動を行うように配置されて、ピストン用コネクティングロッド４によりクランクシャフト２に接続されている。クランクシャフト２は、エンジン１のシリンダクランクケース（図示せず）のクランクシャフト軸受部５（図５）に回転自在に軸受けされるとともに、この軸受けのために利用される５つのクランク中心ジャーナル６及び４つのクランクピン７（図１，２においては１つのみ図示）を有している。クランク中心ジャーナル６の長手方向中心軸およびクランクピン７の長手方向中心軸は、クランクシャフト２の回転軸８に対する角度位置を互いにずらして平行に配置されている。

さらにエンジン１は１本のエキセントリックシャフト９を有しており、これは、クランクシャフト２の回転軸８に対して平行な回転軸１０を有していて、シリンダクランクケースの内部でクランクシャフト２近傍のやや下方位置で回転自在に軸受けされ、マルチリンク式クランク機構１１を介してクランクシャフト２に連結されている。

マルチリンク式クランク機構１１は、クランクシャフト２とエキセントリックシャフト９の近傍に、クランクシャフト２のクランクピン７の周囲にいずれも回転自在に軸受けされている合計４つのカップリングリンク１２を有している。図４，５に最も良く示されているように、カップリングリンク１２はいずれも、１つの分割面１５に沿って互いに当接している上側部材１３と下側部材１４とから成っており、この上側部材１３と下側部材１４のそれぞれに、分割面１５に隣接して、クランクピン７を受け入れるための半円筒形の凹部と、クランクピン７とカップリングリンク１２との間に配置され２つのクランクピン７を囲む滑り軸受１６の半割軸受胴が備えられている。各カップリングリンク１２の上側部材１３と下側部材１４は、２本のボルトにより、ばらばらにならないように互いに繋ぎ止められている。カップリングリンク１２はいずれも、短い方のアームであるリフトアーム１７を有しているが、これは、旋回連結部１８を介して、ピストン用コネクティングロッド４のうちの１つの下端部に旋回自在に接続されており、またピストン用コネクティングロッド４の上端部は、さらにもう１つの旋回連結部１９を介して、それに付属するピストン３に連結されている。

マルチリンク式クランク機構１１はほかにもさらに、ピストン用コネクティングロッド４およびカップリングリンク１２の数と同数のリンク用コネクティングロッド２０を有しており、これらは、各ピストン用コネクティングロッド４に対して概ね平行に配向され、クランクシャフト２およびエキセントリックシャフト９の軸方向においては、各自対応するピストン用コネクティングロッド４とほぼ同一の平面内に、但しクランクシャフト２を挟んで反対側に、配置されている。図２，４に最も良く示されているように、リンク用コネクティングロッド２０はいずれも、１つのコネクティングロッド本体部２１と、このコネクティングロッド本体部２１を挟んだ対向端に配置される、内径を異にする２つのコネクティングロッド環部２２、２３を有している。各リンク用コネクティングロッド２０のコネクティングロッド本体部２１の下側端部に位置するコネクティングロッド大環部２３は、エキセントリックシャフト９の回転軸１０に対して偏心したエキセントリックシャフト９のエキセントリックシャフト・連結ピン２４を取り囲んでおり、リンク用コネクティングロッド本体部２１は、この連結ピン２４の周囲に回転軸受け２５を使用して回転自在に軸受けされている。各リンク用コネクティングロッド２０のコネクティングロッド本体部２１の上側端部に位置するコネクティングロッド小環部２２は、リンク用コネクティングロッド２０と、これに隣接しているカップリングリンク１２の、クランクシャフト２を挟んでリフトアーム１７とは反対側に位置してクランクシャフト２から突出している長い方のアームであるカップリングアーム２７との間の旋回連結部２６の部材を形成している。

図１および２に最も良く示されているように、エキセントリックシャフト９は、隣接する各エキセントリックシャフト・連結ピン２４の間およびエキセントリックシャフト９の両側の端面のところに、エキセントリックシャフト９をシャフト軸受部２９（図５）に軸受けするために用いられる、回転軸１０と同心のシャフト部分２８を有している。

前述の配置により、可変圧縮比とは別に、クランクシャフト２が回転する間の、ピストン用コネクティングロッド４の対応するシリンダのシリンダ軸に対する傾斜角を低減することも可能であり、それによりピストンのサイドフォースが低減され、これにより、ピストン３とシリンダの内壁との間の摩擦力が低減されることになる。

ただし、このエンジン１においても、他のエンジンと同様、ピストン３、ピストン用コネクティングロッド４、カップリングリンク９、およびリンク用コネクティングロッド２０の振動する質量により不平衡慣性力が発生するので、エンジン１の回転の滑らかさおよび音響を改善するためには、そのような慣性力は可能な限り平衡化されなければならない。こうした不平衡慣性力は主に１次慣性力と２次慣性力とで構成され、前者はクランクシャフト２に取り付けられるバランスウェイト３０およびクランクスローにより平衡化されるのに対し、後者の打ち消しについては、バランスウェイト（図示せず）を備えた一本のバランスシャフト３１が用いられる。このバランスシャフト３１は、エンジン１のシリンダクランクケースの内部で、クランクシャフト２の上方に回転自在に軸受けされており、クランクシャフト２によって、変速歯車装置（図示せず）を介して、クランクシャフト２の２倍の回転数でクランクシャフト２の回転方向と同じ回転方向に駆動されるようになっている。

このようなバランスシャフト３１がエンジン１に備えられていない場合は、図６に最も良く示されているように、クランクシャフト２の回転軸８に対して垂直なＹＺ座標面（図５）内において、シリンダの軸線の向きすなわちエンジン１のＺ軸または上下軸に対して平行な向きを持つ力のベクトルと、それに対して垂直な向きすなわちエンジン１のＹ軸または左右軸に対して平行な向きを持つ力のベクトルと、を成分とする、２次慣性力が発生する。図６に符号Ｆ_ＺおよびＦ_Ｙで示されているこれらの力のベクトルはいずれも、クランクシャフト２が１回転する過程で周期的に変化する振幅を有しており、このためクランクシャフト２が１回転するごとに、その１回転の間に、両方の力のベクトルＦ_ＺおよびＦ_Ｙの合力ベクトルＲの先端は、図６に示される座標系の原点Ｏの周りに閉じた曲線を描くことになる。図６に示される曲線ＡおよびＢは、エンジン１のレイアウトもしくはキネマティクスについて考えられる２通りの例について、それぞれに対応する曲線特性を示したものである。ここに例示されるように、マルチリンク式クランク機構１１が最適化されていない場合には、曲線特性は、曲線Ａで示される細長く延伸されたループ状の形状をとることがある。このような場合には不平衡慣性力が大きな回転不整現象を引き起こしてしまう。これを平衡化するためにはバランスシャフトが２本必要となるだろう。

これに対し、従来型のエンジンの場合は、２次不平衡慣性力が図６に線Ｃで示されるように上下軸の向きにのみ発生する。図７の棒グラフ右側の右下がりハッチングの棒Ｖに示されるように、従来型のエンジンの場合のこの慣性力は、ストロークが等しく、かつ振動する等価質量が等しいとしても、図７の一番左側の棒の組Ｉで示されるマルチリンク式クランク機構１１を具備したエンジン１の場合の不平衡慣性力よりも格段に大きくなっている。この棒の組Ｉは、打ち消しが全く行われない場合の、上下軸の向きの力のベクトルＦ_Ｚ（右下がりハッチング）および左右軸の向きの力のベクトルＦ_Ｙ（右上がりハッチング）の最大振幅を示している。

単一のバランスシャフト３１のみによる２次不平衡慣性力の減衰を可能にし、またそれにより、エンジン１の摩擦損失を低減するだけでなく、エンジン１おいて力を釣り合わせるために必要となる追加取付け空間、追加重量、および追加コストもまた低減するため、エンジン１のマルチリンク式クランク機構１１には、特殊な配置またはキネマティクスが備えられる。以下ではこれについて図５を参照しながら説明する。

図５に示されるように、配置またはキネマティクスに関する以後の説明のために、ピストン３とそれに対応するピストン用コネクティングロッド４との間の旋回連結部１９の旋回軸が符号Ｐ１で示され、それに対してピストン用コネクティングロッド４とそれに対応するカップリングリンク１２との間の旋回連結部１８の旋回軸は符号Ｐ２で示されている。また、このカップリングリンク１２が取り付いているクランクシャフト２のクランクピン７の長手方向中心軸が符号Ｐ３で示され、それに対してカップリングリンク１２とそれに付属するリンク用コネクティングロッド２０との間の旋回連結部２６の旋回軸は符号Ｐ４で示されている。リンク用コネクティングロッド２０が取り付いているエキセントリックシャフト９の連結ピン２４の長手方向中心軸は符号Ｐ５で示されている。図５にはさらに、直線Ｐ３Ｐ２とＰ３Ｐ４との間の角度αや、エンジンのシリンダのシリンダ軸が位置している平面ＥＺからクランクシャフト２の回転軸８までの水平距離あるいはこの平面ＥＺとクランクシャフト２の回転軸８を通る鉛直面ＥＫＷとの間のクランクシャフト２の回転軸８と直交する座標面内の距離を表すオフセットＳが示されている。このクランクシャフト２の回転軸８と直交する座標面内では、図５に示されるように、Ｚ軸が直列エンジン１の鉛直な上下軸に、Ｙ軸が直列エンジン１の水平な左右軸に対応する。また図５においてはシリンダ軸線を含む平面ＥＺからエキセントリックシャフト９の回転軸１０までの水平位置の差が符号ｙ＿ＥＷで、クランクシャフトの回転軸８からエキセントリックシャフト９の回転軸１０までの垂直位置の差が符号ｚ＿ＥＷで示されている。

さらに以下の説明においては、クランクシャフト２の回転軸８からクランクピン７の長手方向中心軸Ｐ３までの距離として定義されるクランクシャフト２のクランク半径ｒ＿ＫＷを基準量として使用し、また、エキセントリックシャフト９のクランク半径ｒ＿ＥＷは、エキセントリックシャフト９の回転軸１０からその連結ピン２４の長手方向中心軸Ｐ５までの距離を表す。そして、Ｐ１とＰ２との間の距離をＬ_Ｐ１Ｐ２、Ｐ２とＰ３との間の距離をＬ_Ｐ２Ｐ３、Ｐ２とＰ４との間の距離をＬ_Ｐ２Ｐ４、Ｐ３とＰ４との間の距離をＬ_Ｐ３Ｐ４、Ｐ４とＰ５との間の距離をＬ_Ｐ４Ｐ５、ピストンストロークをｓ＿Ｋと表す。

計算と実験を通じて、ピストンストロークｓ＿Ｋが８４．２ｍｍであるエンジン１のキネマティクスが次の各条件を満足する場合に、２次不平衡慣性力のおおむね大部分を打ち消すことができることが確認された。

４．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ１Ｐ２＜６×ｒ＿ＫＷ （１）
１．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ２Ｐ３＜３×ｒ＿ＫＷ （２）
５．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ２Ｐ４＜８×ｒ＿ＫＷ （３）
３．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ３Ｐ４＜５×ｒ＿ＫＷ （４）
３．０×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ４Ｐ５＜５×ｒ＿ＫＷ （５）

上記の条件を満たす場合は、クランクシャフト２が１回転するごとに、その１回転の間に、両方の力のベクトルＦ_Ｚ，Ｆ_Ｙの合力ベクトルＲの先端が、図６において、やや長円形または卵形の形状であり曲線Ａよりもより円形に近付いた形状を描く。最も好ましい形状は円形である、なぜならばその場合は１本のバランスシャフト３１だけで２次不平衡慣性力の完全な打ち消しが可能となりうるからである。

曲線Ｂよりもさらに円形に近付けて、それによりできる限りの２次不平衡慣性力の打ち消しが達成されるようにするために、エンジン１のキネマティクスは、さらに次の条件を満たすべきである。

１３０°＜α＜１６０° （６）
０．７５×ｒ＿ＫＷ＜Ｓ＜２×ｒ＿ＫＷ （７）
０．０５×ｒ＿ＫＷ＜ｒ＿ＥＷ＜０．９×ｒ＿ＫＷ （８）
−３×ｒ＿ＫＷ＜ｙ＿ＥＷ＜−８×ｒ＿ＫＷ （９）
−１×ｒ＿ＫＷ＜ｚ＿ＥＷ＜−３×ｒ＿ＫＷ （１０）

これらの条件が満たされ、かつ単一のバランスシャフト３１がクランクシャフト２と同じ回転方向に回転する場合は、クランクシャフト２が１回転するごとに、その１回転の間に両方向の力のベクトルＦ_Ｚ，Ｆ_Ｙの合力ベクトルＲの先端は図６において小さな楕円曲線Ｄを描く。この場合は、図６の座標および図７の棒グラフの棒の組ＩＩに示されるように、力のベクトルＦ_ＺおよびＦ_Ｙの最大振幅がいずれも約５００Ｎと、ほぼ同じ大きさを有している。したがって図７の棒の組ＩとＩＩを比較すると分かるように、前述の条件によって２次不平衡慣性力を曲線Ｂに対してさらに７０％から８０％低減することが可能となる。図６および７を参照しながら上記で説明したように、バランスシャフト３１を用いた打ち消しによっても、この楕円曲線Ｄの円形からの偏差により、２次不平衡慣性力の力のベクトルＦ_ＺおよびＦ_Ｙについて、５００Ｎ程度の比較的小さな最大振幅がなおも残存することになるが、この振幅は、エンジンの動弁機構の振幅の範囲内にあるため、これは実施の際にはさほど問題にならない。図７の棒の組ＩＩＩに示されるように、上記の条件下でバランスシャフト３１がクランクシャフト２の回転方向とは逆の回転方向に回転する場合は、２次不平衡慣性力を低減することができなくなる。参考までに、図７の棒の組ＩＶに示すように、２本のバランスシャフトによる補助で打ち消しを行う場合は、残存する２次不平衡慣性力を完全に減衰することが確かに可能ではあるが、その場合は、エンジンの摩擦損失、取付け空間、重量、およびコストについて無視できない増大を招くことになるだろう。

４．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ１Ｐ２＜６×ｒ＿ＫＷ （１）
１．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ２Ｐ３＜３×ｒ＿ＫＷ （２）
５．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ２Ｐ４＜８×ｒ＿ＫＷ （３）
３．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ３Ｐ４＜５×ｒ＿ＫＷ （４）
３×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ４Ｐ５＜５×ｒ＿ＫＷ （５）
１３０°＜α＜１６０° （６）
０．７５×ｒ＿ＫＷ＜Ｓ＜２×ｒ＿ＫＷ （７）
０．０５×ｒ＿ＫＷ＜ｒ＿ＥＷ＜０．９×ｒ＿ＫＷ （８）
３×ｒ＿ＫＷ＜ｙ＿ＥＷ＜８×ｒ＿ＫＷ （９）
−３×ｒ＿ＫＷ＜ｚ＿ＥＷ＜−１×ｒ＿ＫＷ （１０）

１３０°＜α＜１６０° （６）
０．７５×ｒ＿ＫＷ＜Ｓ＜２×ｒ＿ＫＷ （７）
０．０５×ｒ＿ＫＷ＜ｒ＿ＥＷ＜０．９×ｒ＿ＫＷ （８）
３×ｒ＿ＫＷ＜ｙ＿ＥＷ＜８×ｒ＿ＫＷ （９）
−３×ｒ＿ＫＷ＜ｚ＿ＥＷ＜−１×ｒ＿ＫＷ （１０）

Claims (16)

1. マルチリンク式クランク機構を具備したエンジンであって、
   前記マルチリンク式クランク機構が、
   クランクシャフトのクランクピンの周囲に回転自在に軸受けされる複数のカップリングリンクと、
   エキセントリックシャフトの連結ピンの周囲に回転自在に軸受けされる複数のリンク用コネクティングロッド
   を有しており、
   前記複数のカップリングリンクのそれぞれが、
   前記エンジンのピストンのピストン用コネクティングロッドのうちの１つ及び前記複数のリンク用コネクティングロッドのうちの１つ
   と旋回可能に接続されているエンジンにおいて、
   ２次慣性力を打ち消すために用いられるバランスシャフト（３１）が１本のみであること
   を特徴とするエンジン。
2. クランクシャフト（２）が１回転する間の前記２次慣性力（Ｆ_Ｚ，Ｆ_Ｙ，Ｒ）の最大振幅が、エンジン（１）の動弁機構の振幅の範囲内にあることを特徴とする、請求項１に記載のエンジン。
3. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
   カップリングリンク（１２）の１つとそれに対応するピストン用コネクティングロッド（４）との間の旋回連結部（１８）の旋回軸（Ｐ２）の、このピストン用コネクティングロッド（４）とそれに対応するピストン（３）との間の旋回連結部（１９）の旋回軸（Ｐ１）からの距離を、Ｌ_Ｐ１Ｐ２としたとき、
   次の関係式：
   ４．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ１Ｐ２＜６×ｒ＿ＫＷ
   が成立することを特徴とする、請求項１または請求項２に記載のエンジン。
4. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
   ピストン用コネクティングロッド（４）の１つとそれに対応するカップリングリンク（１２）との間の旋回連結部（１８）の旋回軸（Ｐ２）の、このカップリングリンク（１２）が取り付けられているクランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）からの距離を、Ｌ_Ｐ２Ｐ３としたとき、
   次の関係式：
   １．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ２Ｐ３＜３×ｒ＿ＫＷ
   が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項３のいずれか１項に記載のエンジン。
5. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
   ピストン用コネクティングロッド（４）の１つとそれに対応するカップリングリンク（１２）との間の旋回連結部（１８）の旋回軸（Ｐ２）の、このカップリングリンク（１２）とそれに対応するリンク用コネクティングロッド（２０）との間の旋回連結部（２６）の旋回軸（Ｐ４）からの距離を、Ｌ_Ｐ２Ｐ４としたとき、
   次の関係式：
   ５．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ２Ｐ４＜８×ｒ＿ＫＷ
   が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項４のいずれか１項に記載のエンジン。
6. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
   リンク用コネクティングロッド（２０）の１つとそれに対応するカップリングリンク（１２）との間の旋回連結部（２６）の旋回軸（Ｐ４）の、このカップリングリンク（１２）が取り付けられているクランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）からの距離を、Ｌ_Ｐ３Ｐ４としたとき、
   次の関係式：
   ３．５×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ３Ｐ４＜５×ｒ＿ＫＷ
   が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項５のいずれか１項に記載のエンジン。
7. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
   エキセントリックシャフト（９）の連結ピン（２４）の旋回軸（Ｐ５）の、連結ピン（２４）の周囲に軸受けされたリンク用コネクティングロッド（２０）とそれに対応するカップリングリンク（１２）との間の旋回連結部（２６）の旋回軸（Ｐ４）からの距離を、Ｌ_Ｐ４Ｐ５としたとき、
   次の関係式：
   ３×ｒ＿ＫＷ＜Ｌ_Ｐ４Ｐ５＜５×ｒ＿ＫＷ
   が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項６のいずれか１項に記載のエンジン。
8. カップリングリンク（１２）のうちの１つにおけるクランクピン（７）の軸受座の長手方向中心軸（Ｐ３）と、このカップリングリンク（１２）とそれに対応するピストン用コネクティングロッド（４）との間の旋回連結部（１８）の旋回軸（Ｐ２）と、を結ぶ一方の直線（Ｐ３Ｐ２）、及び、
   このカップリングリンク（１２）におけるクランクピン（７）の軸受座の長手方向中心軸（Ｐ３）と、このクランクピン（７）の周囲に軸受けされたカップリングリンク（１２）とそれに対応するリンク用コネクティングロッド（２０）との間の旋回連結部（２６）の旋回軸（Ｐ４）と、を結ぶ他方の直線（Ｐ３Ｐ４）の、
   ２本の直線（Ｐ３Ｐ２，Ｐ３Ｐ４）が成す角度を、αとしたとき、
   次の関係式：
   １３０°＜α＜１６０°
   が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項７のいずれか１項に記載のエンジン。
9. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
   エンジン（１）のシリンダのうちの１つのシリンダ軸が位置している平面（ＥＺ）から、前記クランクシャフト（２）の回転軸（８）までの水平距離を、オフセットＳとしたとき、
   次の関係式：
   ０．７５×ｒ＿ＫＷ＜Ｓ＜２×ｒ＿ＫＷ
   が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項８のいずれか１項に記載のエンジン。
10. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
    エキセントリックシャフト（９）の回転軸（１０）から、エキセントリックシャフト（９）の連結ピン（２４）の長手方向中心軸（Ｐ５）までの距離を、ｒ＿ＥＷとしたとき、
    次の関係式：
    ０．０５×ｒ＿ＫＷ＜ｒ＿ＥＷ＜０．９×ｒ＿ＫＷ
    が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項９のいずれか１項に記載のエンジン。
11. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
    エンジン（１）のシリンダのうちの１つのシリンダ軸が位置している１つの平面（ＥＺ）から、エキセントリックシャフト（９）の回転軸（１０）までの、エンジン（１）の左右軸（Ｙ）方向における水平位置の差を、ｙ＿ＥＷとしたとき、
    次の関係式：
    −３×ｒ＿ＫＷ＜ｙ＿ＥＷ＜−８×ｒ＿ＫＷ
    が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項１０のいずれか１項に記載のエンジン。
12. クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、クランクシャフト（２）のクランクピン（７）の長手方向中心軸（Ｐ３）までの距離を、クランク半径ｒ＿ＫＷとし、
    クランクシャフト（２）の回転軸（８）から、エキセントリックシャフト（９）の回転軸（１０）までの、エンジン（１）の上下軸（Ｚ）方向における垂直位置の差を、ｚ＿ＥＷとしたとき、
    次の関係式：
    −１×ｒ＿ＫＷ＜ｚ＿ＥＷ＜−３×ｒ＿ＫＷ
    が成立することを特徴とする、請求項１ないし請求項１１のいずれか１項に記載のエンジン。
13. バランスシャフト（３１）がクランクシャフト（２）と同じ回転方向に回転することを特徴とする、請求項１ないし請求項１２のいずれか１項に記載のエンジン。
14. バランスシャフト（３１）がクランクシャフト（２）の２倍の回転数で回転することを特徴とする、請求項１ないし請求項１３のいずれか１項に記載のエンジン。
15. バランスシャフト（３１）が、シリンダクランクケースの内部でクランクシャフト（２）の上方にて回転自在に軸受けされることを特徴とする、請求項１ないし請求項１４のいずれか１項に記載のエンジン。
16. エキセントリックシャフト（９）がクランクシャフト（２）の２分の１の回転数で、かつクランクシャフト（２）の回転方向とは逆の回転方向に駆動されることを特徴とする、請求項１ないし請求項１５のいずれか１項に記載のエンジン。

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