JP3435824B2 - Power plant - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】Detailed Description of the Invention

【０００１】[0001]

【産業上の利用分野】本発明は往復ピストン型多気筒エ
ンジンを有するパワープラントの振動低減技術に関す
る。BACKGROUND OF THE INVENTION 1. Field of the Invention The present invention relates to a vibration reducing technique for a power plant having a reciprocating piston type multi-cylinder engine.

【０００２】[0002]

【従来の技術】一般に、往復ピストン型エンジンでは、
エンジン回転のハーフ次成分並びに奇数次成分の振動を
低減すると不協音が減少して音質が改善されることが知
られているが、従来そのハーフ次並びに奇数次成分の起
振源はエンジンの燃焼のアンバランスであるとされてい
た。2. Description of the Related Art Generally, in a reciprocating piston type engine,
It is known that reducing the vibrations of the half-order component and the odd-order component of the engine rotation reduces the incoherence and improves the sound quality. It was said to be an imbalance in combustion.

【０００３】ところが、近年の実験研究の成果として、
実用回転域における軽負荷，部分負荷では動弁系の影響
が大きいことが判明した。However, as a result of recent experimental research,
It was found that the valve train has a large effect at light loads and partial loads in the practical rotation range.

【０００４】すなわち、図２３（ａ）のような吸・排気
弁のバルブリフト特性を有する往復ピストン型エンジン
では、カムシャフトから吸・排気弁に与えられるリフト
方向の加速度は同図（ｂ）に示すようになり、この加速
度により吸・排気弁等の動弁系に上下方向の慣性力が発
生する。ここで、同図（ｃ）はその吸気弁側及び排気弁
側の慣性力の合力を示すものである。そして、この慣性
力はエンジンとトランスミッション等からなるパワープ
ラントに対してその重心回りのモーメントとなって作用
する。That is, in the reciprocating piston type engine having the valve lift characteristic of the intake / exhaust valve as shown in FIG. 23 (a), the acceleration in the lift direction given from the camshaft to the intake / exhaust valve is as shown in FIG. 23 (b). As shown in the figure, the acceleration causes vertical inertial force in the valve train such as intake and exhaust valves. Here, FIG. 7C shows the resultant force of the inertial forces on the intake valve side and the exhaust valve side. The inertial force acts on the power plant including the engine and the transmission as a moment around its center of gravity.

【０００５】つまり、図２４に示すような直列４気筒エ
ンジン４を有するパワープラント２の場合では、第１〜
第４気筒の各動弁系に生ずる慣性力Ｆ#1，Ｆ#2，Ｆ#3，
Ｆ#4はパワープラント２の重心Ｇまでの距離ｌ1 ，ｌ2
，ｌ3 ，ｌ4 に比例して、このパワープラント２に対
してその重心Ｇ回りの慣性モーメントとして働くことに
なる。[0005] That is, in case of a power plant 2 with a straight four-cylinder engine 4, as shown in FIG. 24, first to
Inertial force F # 1, F # 2, F # 3 generated in each valve train of the fourth cylinder,
F # 4 is the distance l1, l2 to the center of gravity G of the power plant 2.
, L3, l4, they act as moments of inertia about the center of gravity G of the power plant 2 in proportion.

【０００６】図２５は第１〜第４気筒のそれぞれのバル
ブ開閉に起因して重心Ｇ回りに作用する慣性モーメント
Ｍ#1，Ｍ#2，Ｍ#3，Ｍ#4の発生タイミング及びその大き
さをクランク軸角度との関係で表したものであり、図２
６に示すようにこれらの各慣性モーメントＭ#1，Ｍ#2，
Ｍ#3，Ｍ#4の合力がパワープラント２のピッチングモー
メント（起振力）Ｍになって、このパワープラント２を
不規則に振動させ、このピッチングモーメントＭによる
不規則な振動がハーフ次成分の原因となって車室内に唸
り音などの耳障りな不協振動音が伝達されていた。FIG. 25 shows the generation timings and magnitudes of the moments of inertia M # 1, M # 2, M # 3, M # 4 acting around the center of gravity G due to the opening and closing of the valves of the first to fourth cylinders. 2 is a relationship between the crankshaft angle and the crankshaft angle.
As shown in 6 , each of these moments of inertia M # 1, M # 2,
The resultant force of M # 3 and M # 4 becomes the pitching moment (exciting force) M of the power plant 2, causing the power plant 2 to vibrate irregularly, and the irregular vibration due to the pitching moment M causes a half-order component. As a result of this, a jarring noise and other annoying noises of cooperative vibration were transmitted to the passenger compartment.

【０００７】図２７〜図３０は上述の振動発生メカニズ
ムを裏付ける実験データであって、エンジン回転数に対
する振動レベルをモータリング試験によって測定した結
果を示すグラフである。これらのグラフにおいて実線は
動弁系を通常に駆動させた場合であり、破線はその動弁
系の作動を停止させた場合である。 27 to 30 are experimental data supporting the above-mentioned vibration generating mechanism, and are graphs showing the results of measuring the vibration level with respect to the engine speed by a motoring test. In these graphs, the solid line shows the case where the valve operating system is normally driven, and the broken line shows the case where the operation of the valve operating system is stopped.

【０００８】ここで、図２７（ａ）〜（ｄ）は奇数次成
分の振動測定結果であって、それぞれ１次，３次，５
次，７次の各成分を示す。また、図２８（ａ）〜（ｄ）
は偶数次成分の振動測定結果であって、それぞれ２次，
４次，６次，８次の各成分を示す。さらに、図２９
（ａ）〜（ｄ）と図３０（ａ）〜（ｄ）はハーフ次成分
の振動測定結果であって、それぞれ0.5 次，1.5 次，2.
5 次，3.5 次，4.5 次，5.5次，6.5 次，7.5 次の各成
分を示す。Here, the figure27(A) to (d) are odd-ordered
Minute vibration measurement results, which are 1st, 3rd, and 5th, respectively.
The following shows the 7th and 7th order components. Also, the figure28(A)-(d)
Is the vibration measurement result of the even-order component,
The 4th, 6th, and 8th order components are shown. Furthermore, the figure29
(A)-(d) and figureThirty(A) to (d) are half-order components
The vibration measurement results of 0.5 order, 1.5 order, 2.
5th, 3.5th, 4.5th, 5.5th, 6.5th, 7.5th
Indicates minutes.

【０００９】すなわち、図２９〜図３０に顕著に表れて
いるように、偶数次及び奇数次の場合に比べてハーフ次
では、動弁系が駆動されているときの振動レベルに対し
て動弁系の作動を止めるとその振動レベルが大幅に低減
されるのが判る。従って、動弁系の開閉作動に起因する
パワープラント２のピッチング振動を低減させれば、ハ
ーフ次成分の振動レベルを低減でき、もってエンジン４
の耳障りな唸り音等の不協振動音を可及的に減少させて
その音質の向上が図れる。That is, as clearly shown in FIGS. 29 to 30 , in the half order as compared with the even order and the odd order, the valve operation is performed with respect to the vibration level when the valve system is driven. It can be seen that the vibration level is greatly reduced when the operation of the system is stopped. Therefore, if the pitching vibration of the power plant 2 caused by the opening / closing operation of the valve train is reduced, the vibration level of the half-order component can be reduced, and thus the engine 4
It is possible to improve the sound quality by reducing as much as possible the uncoordinated vibrating noises such as annoying grunt noise.

【００１０】そこで従来では、図３１に示すように各気
筒の動弁系８のロッカーアーム１０にバルブ１２の質量
による上下方向の慣性質量を打ち消すバランスマス１４
を取付けることが提案されている。（Proceedings of t
he Institution of Mechanical Engineers IMechE1990-
10 C420/002 参照）Therefore, conventionally, as shown in FIG. 31 , a balance mass 14 for canceling the vertical inertial mass due to the mass of the valve 12 is applied to the rocker arm 10 of the valve train 8 of each cylinder.
It is suggested to install. (Proceedings of t
he Institution of Mechanical Engineers IMechE1990-
(See 10 C420 / 002)

【００１１】[0011]

【発明が解決しようとする課題】しかしながら、上述の
ように各気筒のロッカーアーム１０にカウンターマス１
４を取り付けるようにすると、その重量の増加により慣
性力が大きくなってバルブ１２の追従性が損なわれるの
で好ましくなく、このため現状では動弁系８の開閉作動
に伴うパワープラント２のピッチング振動については何
等の対策もなされていないのが実情である。However, as described above, the counter mass 1 is attached to the rocker arm 10 of each cylinder.
4 is not preferable, because the inertial force increases due to the increase in the weight and the followability of the valve 12 is impaired. Therefore, at present, regarding the pitching vibration of the power plant 2 accompanying the opening / closing operation of the valve operating system 8. The fact is that no measures have been taken.

【００１２】本発明は以上のような事情に鑑みてなされ
たものであり、その目的は、動弁系の開閉動作の追従性
の低下を抑制しつつ、当該動弁系の往復慣性力に起因し
たパワープラントのピッチング振動及びヨーイング振動
を可及的に低減でき、特にハーフ次成分の振動レベルの
低減が図れ、耳障りな不協振動音の発生を抑制し得るパ
ワープラントを提供することにある。The present invention has been made in view of the above circumstances, and an object of the present invention is to suppress the deterioration of the followability of the opening / closing operation of the valve operating system and to cause the reciprocating inertia force of the valve operating system. Another object of the present invention is to provide a power plant capable of reducing the pitching vibration and the yawing vibration of the power plant as much as possible, particularly reducing the vibration level of the half-order component, and suppressing the generation of annoying uncoordinated vibration noise.

【００１３】[0013]

【課題を解決するための手段】本発明は上記の目的を達
成するために、パワープラントを以下のように構成す
る。In order to achieve the above object, the present invention configures a power plant as follows.

【００１４】請求項１に係わるパワープラントでは、複
数の気筒がエンジン出力軸方向に一列に配置された往復
ピストン型直列多気筒エンジンと、該エンジンのエンジ
ン出力軸方向一端に結合されたトランスミッションとで
構成され、重心が前記エンジンの気筒間外に存在するパ
ワープラントにおいて、各気筒の動弁系の往復動部材に
より作用する重心回りの慣性モーメントを同一とした。In the power plant according to claim 1 , a reciprocating piston type multi-cylinder engine in which a plurality of cylinders are arranged in a line in the engine output shaft direction, and a transmission coupled to one end of the engine in the engine output shaft direction are provided. In the power plant configured such that the center of gravity exists outside the cylinders of the engine, the moment of inertia about the center of gravity acting by the reciprocating members of the valve operating system of each cylinder is the same.

【００１５】請求項２に係わるパワープラントでは、４
つの気筒がエンジン出力軸方向に一列に配置された往復
ピストン型直列４気筒エンジンと、該エンジンのエンジ
ン出力軸方向一端に結合されたトランスミッションとで
構成され、重心が前記エンジンの第１，第２気筒間ある
いは第３，第４気筒間に存在するパワープラントにおい
て、第２，第３気筒の動弁系の往復動部材により作用す
る重心回りの慣性モーメントを同一とした。In the power plant according to claim 2 , 4
A reciprocating piston type in-line four-cylinder engine in which two cylinders are arranged in a line in the engine output shaft direction and a transmission coupled to one end of the engine in the engine output shaft direction. In the power plant existing between the cylinders or between the third and fourth cylinders, the moments of inertia around the center of gravity acting by the reciprocating members of the valve operating systems of the second and third cylinders are the same.

【００１６】請求項３に係わるパワープラントでは、前
記請求項７において、第１，第４気筒の動弁系の往復動
部材の慣性力によって生じるパワープラント重心回りの
慣性モーメントを相殺する慣性モーメント相殺手段を設
けた。According to a third aspect of the power plant, in the seventh aspect, the moment of inertia canceling out the moment of inertia around the center of gravity of the power plant caused by the inertial force of the reciprocating members of the valve operating systems of the first and fourth cylinders. Means were provided.

【００１７】請求項４に係わるパワープラントでは、前
記請求項１において、重心から遠い気筒の動弁系の往復
動部材ほどその慣性質量を小さくして慣性モーメントを
同一とした。In the power plant according to claim 4 , in claim 1 , the reciprocating member of the valve operating system of the cylinder farther from the center of gravity has a smaller inertial mass and the same moment of inertia.

【００１８】[0018]

【作用】 請求項１に係わるパワープラントでは、各気筒
の往復動部材に起因したパワープラントの重心回りの慣
性モーメントが同一なので、それらを合成したピッチン
グ振動の起振モーメントのパターンは、クランク軸の回
転に同期して均一な山が繰り返し生じる極めて規則正し
いものになり、このため偶数次成分が主体の慣性モーメ
ント波形となって、ハーフ次，奇数次成分の振動を可及
的に減少させることができる。 In the power plant according to the first aspect , since the moments of inertia around the center of gravity of the power plant caused by the reciprocating members of the respective cylinders are the same, the pattern of the exciting moment of the pitching vibration that combines them is the pattern of the crankshaft. It becomes a very regular one in which uniform peaks are repeatedly generated in synchronization with rotation. Therefore, the even moment component becomes the main moment of inertia waveform, and the vibration of the half order and odd order components can be reduced as much as possible. .

【００１９】請求項２に係わるパワープラントでは、第
２気筒と第３気筒との慣性モーメントを同一にすること
により、その合力のパターンをクランク回転角の２πを
周期に同一の波形が繰り返し生じる規則正しいものにし
得る。つまり、第２気筒と第３気筒の慣性モーメントの
ハーフ次成分は相互に逆位相になって相殺し合うように
なり、もって特にハーフ次成分の振動レベルの減少を図
ることができる。[0019] In the power plant according to claim 2, by the moment of inertia of the second cylinder and the third cylinder to the same, is regularly reoccurring same waveform 2π to the period of the crank rotational angle pattern of the force Can be something. That is, the half-order components of the inertia moments of the second cylinder and the third cylinder have mutually opposite phases and cancel each other, so that the vibration level of the half-order component can be particularly reduced.

【００２０】請求項３に係わるパワープラントでは、上
記請求項７のものにおいて更に第１，第４気筒の慣性モ
ーメントが相殺されるから、そのピッチング振動の起振
モーメントは第２気筒の慣性モーメントと第３気筒の慣
性モーメントの合力になる。そして、この合力（起振モ
ーメント）はクランク回転角で２π毎に同一の大きさの
慣性モーメントが繰り返し発生するという極めて規則性
の高いピッチングモーメントであるから、エンジン振動
の0.5 次，1.5 次，…等の不協和なハーフ次の振動成分
のレベルが可及的に下がり、もって耳障りな唸り音等の
騒音レベルが一層低減されてエンジン音がすっきりとし
た音質になる。In the power plant according to the third aspect , the moments of inertia of the first and fourth cylinders are further offset in the seventh aspect of the invention, so that the exciting moment of the pitching vibration is equal to the moment of inertia of the second cylinder. The resultant is the moment of inertia of the third cylinder. This resultant force (exciting moment) is a highly regular pitching moment in which the same moment of inertia is repeatedly generated every 2π in crank rotation angle, so 0.5th, 1.5th, ... The level of the dissonant half-order vibration component is reduced as much as possible, and the noise level such as annoying grunt is further reduced, and the engine sound becomes clean.

【００２１】請求項４に係わるパワープラントでは、重
心から遠い気筒の動弁系の往復動部材ほどその慣性質量
を小さくすることで、慣性モーメントを同一とすること
ができる。In the power plant according to the fourth aspect , the inertia moment can be made the same by reducing the inertial mass of the reciprocating member of the valve operating system of the cylinder farther from the center of gravity.

【００２２】[0022]

【実施例】以下に、本発明に係わるパワープラントの好
適な実施例を添付図面に基づき詳述する。DETAILED DESCRIPTION OF THE PREFERRED EMBODIMENTS Preferred embodiments of the power plant according to the present invention will be described in detail below with reference to the accompanying drawings.

【００２３】図１は本発明の第１実施例に係るパワープ
ラントを示すもので、このパワープラント２Ａは４つの
気筒がエンジン出力軸方向に一列に配置された往復ピス
トン型直列多気筒エンジン４Ａとトランスミッション６
Ａとを有し、その重心Ｇはトランスミッション６Ａに近
接したエンジン４Ａの後部付近の気筒間外にあって、第
４気筒の位置よりも後方になっている。また、上記エン
ジン４Ａの点火タイミングは第１気筒，第３気筒，第４
気筒，第２気筒の順になっている。FIG. 1 shows a power plant according to a first embodiment of the present invention. This power plant 2A comprises a reciprocating piston type in-line multi-cylinder engine 4A in which four cylinders are arranged in a line in the engine output shaft direction. Transmission 6
A and its center of gravity G are outside the cylinders near the rear part of the engine 4A close to the transmission 6A, and are behind the position of the fourth cylinder. The ignition timing of the engine 4A is set to the first cylinder, the third cylinder, and the fourth cylinder.
The order of the cylinder is the second cylinder.

【００２４】そして、このエンジン４Ａにおいてはシリ
ンダヘッド７に設けられる動弁系が、パワープラント２
Ａ全体としての重心Ｇから遠い位置にある気筒のものほ
ど、その動弁系を構成する往復動部材の慣性質量が小さ
く設定されている。つまり、重心Ｇから遠い気筒の動弁
系ほどその往復動部材が軽量化されていて、動弁系の作
動により各気筒部位に生ずる往復運動部材の上下方向の
慣性荷重Ｆがエンジン後方側に位置する第４気筒から前
方に位置する第１気筒に行くにつれて小さくなるように
している。すなわち、第１〜第４気筒部位に生ずる慣性
荷重ＦをそれぞれＦ#1，Ｆ#2，Ｆ#3，Ｆ#4とすれば、Ｆ
#1＜Ｆ#2＜Ｆ#3＜Ｆ#4となるようにしている。In the engine 4A, the valve train provided in the cylinder head 7 is the power plant 2
A cylinder farther away from the center of gravity G of A as a whole is set to have a smaller inertial mass of the reciprocating member constituting the valve system. That is, the reciprocating member of the valve operating system of the cylinder farther from the center of gravity G has a lighter weight, and the vertical inertial load F of the reciprocating member generated in each cylinder portion by the operation of the valve operating system is located on the rear side of the engine. It becomes smaller as it goes from the fourth cylinder to the first cylinder located forward. That is, if the inertial loads F generated in the first to fourth cylinder parts are F # 1, F # 2, F # 3, and F # 4, respectively,
# 1 <F # 2 <F # 3 <F # 4.

【００２５】図２〜図４はシリンダヘッド７に設けられ
る動弁系の例をそれぞれ示すものである。ここで、図２
の動弁系８Ａはロッカアーム式動弁機構でなるものであ
り、周知のようにカムシャフト２０，ロッカーアーム２
２，ロッカーシャフト２４，吸気バルブ（あるいは排気
バルブ）２６，バルブスプリング２８，リテーナ３０等
から主に構成されている。また、図３の動弁系８Ｂはス
イングアーム式動弁機構でなるものであり、カムシャフ
ト２０，スイングアーム３２，スイングシャフト３４，
吸気弁（あるいは排気弁）２６，バルブスプリング２
８，リテーナ３０等から主に構成されている。さらに、
図４の動弁系８Ｃは直動式動弁機構でなるものであり、
カムシャフト２０，バケット３６，吸気弁（あるいは排
気弁）２６，バルブスプリング２８，リテーナ３０等か
ら主に構成されている。2 to 4 show examples of valve trains provided in the cylinder head 7, respectively. Here, FIG.
The valve operating system 8A of FIG. 2 is a rocker arm type valve operating mechanism, and as is well known, the camshaft 20 and the rocker arm 2
2, a rocker shaft 24, an intake valve (or an exhaust valve) 26, a valve spring 28, a retainer 30 and the like. Further, the valve train 8B of FIG. 3 is composed of a swing arm type valve train, and includes a camshaft 20, a swing arm 32, a swing shaft 34,
Intake valve (or exhaust valve) 26, valve spring 2
8, the retainer 30 and the like. further,
The valve operating system 8C in FIG. 4 is a direct-acting valve operating mechanism.
The camshaft 20, a bucket 36, an intake valve (or an exhaust valve) 26, a valve spring 28, a retainer 30, and the like are mainly included.

【００２６】ところで、本発明にあっては、エンジン４
Ａの動弁系には上記のいずれの機構８Ａ，８Ｂ，８Ｃを
採用しても良いが、各機構においてその往復運動部材の
慣性質量を重心から遠いものほど小さくする。すなわ
ち、上記各機構において共通する往復運動部材として
は、吸気バルブ（あるいは排気バルブ）２６とリテーナ
３０とがあり、さらに各機構ごとにロッカーアーム２２
またはスイングアーム３２あるいはバケット３６などが
あるがこれらの各部材を軽量化する。By the way, in the present invention, the engine 4
Any of the above-mentioned mechanisms 8A, 8B, and 8C may be adopted for the valve train of A, but the inertial mass of the reciprocating member in each mechanism is made smaller as the distance from the center of gravity is increased. That is, the reciprocating members that are common to the above-described mechanisms include the intake valve (or exhaust valve) 26 and the retainer 30, and the rocker arm 22 for each mechanism.
Alternatively, the swing arm 32, the bucket 36, and the like are provided, but the weight of each of these members is reduced.

【００２７】具体的には、吸気バルブ２６の場合には、
図５（ａ）に示すように重心Ｇから遠い気筒ほど弁体部
分２６ａの厚みｔ1 を薄く形成したり、あるいは同図
（ｂ）に示すように弁体部分２６ａの中央に凹部２６ｂ
を形成してその凹部２６ｂの容積を大きく重心Ｇから遠
い気筒ほど大きく形成する。または、同図（ｃ）に示す
ようにバルブステム部分２６ｃを中空にしてその中空部
分２６ｄの容積を重心Ｇから遠い気筒ほど大きく形成す
る。Specifically, in the case of the intake valve 26,
As shown in FIG. 5 (a), the thickness t1 of the valve body portion 26a is made thinner in the cylinder farther from the center of gravity G, or as shown in FIG. 5 (b), the recess 26b is formed in the center of the valve body portion 26a.
And the larger the volume of the recess 26b is, the larger the cylinder is located farther from the center of gravity G. Alternatively, as shown in FIG. 7C, the valve stem portion 26c is hollow, and the volume of the hollow portion 26d is formed so as to be larger in the cylinder farther from the center of gravity G.

【００２８】また、リテーナ３０の場合には、図６
（ａ），（ｂ）に示すようにフランジ部分３０ａの厚み
ｔ2 やボス部分３０ｂの厚みｔ3 を重心から遠い気筒ほ
ど小さく形成する。Further, in the case of the retainer 30, FIG.
As shown in (a) and (b), the thickness t2 of the flange portion 30a and the thickness t3 of the boss portion 30b are formed smaller in the cylinder farther from the center of gravity.

【００２９】さらに、ロッカーアーム２２とスイングに
アーム３２の場合には、図７及び図８に示すようにリブ
２２ａ，３２ａの高さや形状を変えて、重心から遠い気
筒ほど軽くする。Further, in the case of the rocker arm 22 and the swing arm 32, the height and shape of the ribs 22a and 32a are changed as shown in FIGS. 7 and 8 to make the cylinder farther from the center of gravity.

【００３０】またさらに、バケット３６の場合には、図
９（ａ）に示すように重心から遠い気筒ほどその高さｈ
を低くする。または、同図（ｂ），（ｃ）に示すように
円筒部分３６ａの厚みｔ4 を重心から遠い気筒ほど薄く
形成したり、この円筒部分３６ａに円環状の凹部３６ｂ
を形成してこの凹部３６ｂの容積を重心から遠い気筒ほ
ど大きくする。Further, in the case of the bucket 36, as shown in FIG. 9 (a), the height h of the cylinder is farther from the center of gravity.
Lower. Alternatively, as shown in FIGS. 2B and 2C, the thickness t4 of the cylindrical portion 36a may be made thinner toward the cylinder farther from the center of gravity, or the annular concave portion 36b may be formed in the cylindrical portion 36a.
And the volume of the recess 36b is increased as the cylinder is farther from the center of gravity.

【００３１】なお図示しないが、バルブクリアランス調
整用のシムにおいても同様の軽量化をする。また、軽量
化の手段としては、上記のほかに材質を異ならせるよう
にしても良い。つまり、重心に近いものは鉄材を用い、
遠いものはアルミニウム材等を用いて軽量化する。Although not shown, the shim for adjusting the valve clearance is also reduced in weight. Further, as a means for reducing the weight, in addition to the above, different materials may be used. In other words, the one near the center of gravity uses iron material,
For those far away, use an aluminum material to reduce the weight.

【００３２】そして、上記のようにして動弁系８Ａ，８
Ｂ，８Ｃの軽量化を行うにあたっては、気筒毎の往復運
動部材の総計の慣性質量を軽減すれば良いから、上記各
軽量化手段を適宜組み合わせて、重心から遠い気筒の動
弁系ほどより軽量化を図るようにする。Then, as described above, the valve trains 8A, 8
In order to reduce the weights of B and 8C, it is sufficient to reduce the total inertial mass of the reciprocating members for each cylinder. Therefore, by appropriately combining the above-described weight reducing means, the valve operating system of the cylinder farther from the center of gravity is lighter. Try to achieve

【００３３】以上のようにように構成される第１実施例
のパワープラント２Ａでは、図１及び図１０に示すよう
に動弁機構８Ａ，８Ｂ，８Ｃの作動によって各気筒部位
に作用する慣性荷重は、重心から最も遠い第１気筒部位
に作用する慣性荷重Ｆ#1が最小となり、重心Ｇに近づく
につれて第２気筒部位の慣性荷重Ｆ#2，第３気筒部位の
慣性荷重Ｆ#3，第４気筒部位の慣性荷重Ｆ#4と順次大き
くなる。そして、これらの慣性荷重Ｆ#1，Ｆ#2，Ｆ#3，
Ｆ#4は、それぞれ重心Ｇ回りに同一方向の慣性モーメン
トＭ#1，Ｍ#2，Ｍ#3，Ｍ#4として作用する。この際、重
心Ｇから各気筒までの距離をｌ1 ，ｌ2 ，ｌ3 ，ｌ4 と
すれば、ｌ1 ＞ｌ2 ＞ｌ3 ＞ｌ4 であり、またＦ#1＜Ｆ
#2＜Ｆ#3＜Ｆ#4であるから、Ｍ#1，Ｍ#2，Ｍ#3，Ｍ#4相
互間の差が可及的に小さくなる。In the power plant 2A of the first embodiment constructed as described above, as shown in FIGS. 1 and 10, the inertial load acting on each cylinder portion by the operation of the valve operating mechanisms 8A, 8B, 8C. The inertial load F # 1 acting on the first cylinder portion farthest from the center of gravity becomes the minimum, and as the center of gravity G is approached, the inertial load F # 2 on the second cylinder portion, the inertial load F # 3 on the third cylinder portion, The inertial load F # 4 of the 4-cylinder region gradually increases. Then, these inertial loads F # 1, F # 2, F # 3,
F # 4 acts as moments of inertia M # 1, M # 2, M # 3, M # 4 about the center of gravity G in the same direction. At this time, if the distance from the center of gravity G to each cylinder is l1, l2, l3, l4, then l1>l2>l3> l4 and F # 1 <F
Since # 2 <F # 3 <F # 4, the difference between M # 1, M # 2, M # 3, and M # 4 becomes as small as possible.

【００３４】このため、各慣性モーメントＭ#1，Ｍ#2，
Ｍ#3，Ｍ#4が合成されて生じるピッチング振動の起振モ
ーメントＭ#(1+2+3+4)のパターンは、図１１に示すよう
になる。即ち、図２６に示す従来のものに比べ、その起
振モーメントＭ#(1+2+3+4)の各山の高さが低くなると共
にその各山相互間のレベル差も可及的に小さくなる。特
に、各気筒の動弁系の往復動部材に起因して重心Ｇ回り
に作用する慣性モーメントＭ#1，Ｍ#2，Ｍ#3，Ｍ#4のう
ち、その大きさが極めて大きくなってエンジン４Ｂのハ
ーフ次及び奇数次成分の振動発生レベルに最も大きな影
響を与える上記重心Ｇから最も遠い第１気筒の慣性モー
メントＭ#1が可及的に小さく抑制される。このため、上
記エンジン４Ｂのハーフ次及び奇数次成分（0.5 次，1.
5 次，…等）の振動発生レベルが抑えられ、もって耳障
りなハーモニック成分の振動音が低減されて唸り音等の
騒音レベルの低いすっきりとしたエンジン音質になる。Therefore, each moment of inertia M # 1, M # 2,
The pattern of the exciting moment M # (1 + 2 + 3 + 4) of the pitching vibration generated by combining M # 3 and M # 4 is as shown in FIG. That is, as compared with the conventional one shown in FIG. 26 , the height of each peak of the vibration moment M # (1 + 2 + 3 + 4) becomes lower and the level difference between the respective peaks becomes possible as much as possible. Get smaller. In particular, of the moments of inertia M # 1, M # 2, M # 3, M # 4 acting around the center of gravity G due to the reciprocating members of the valve train of each cylinder, the magnitude becomes extremely large. The inertia moment M # 1 of the first cylinder farthest from the center of gravity G, which has the greatest influence on the vibration generation levels of the half-order and odd-order components of the engine 4B, is suppressed as small as possible. Therefore, the half-order and odd-order components (0.5th order, 1.
The vibration generation level of the 5th order, etc.) is suppressed, and the vibration noise of harmonic components that are offensive to the ear is reduced, resulting in a clean engine sound quality with a low noise level such as grunt noise.

【００３５】そして更に、上記各気筒の往復動部材の慣
性質量を調節することなどによって、上記各慣性モーメ
ントＭ#1，Ｍ#2，Ｍ#3，Ｍ#4が図１２に示すように同一
なるように設定すると、それらを合成したピッチング振
動の起振モーメントＭ#(1+2+3+4)のパターンは図１３に
示すようになる。即ち、クランク軸の回転に同期して半
回転π毎に均一な山が繰り返し生じる極めて規則正しい
パターンになって、偶数次成分が主体の慣性モーメント
波形となり、もってハーフ次，奇数次成分の振動を可及
的に減少させることができる。Further, the inertia moments M # 1, M # 2, M # 3, M # 4 are the same as shown in FIG. 12 by adjusting the inertial mass of the reciprocating member of each cylinder. When set so that, the pattern of the exciting moment M # (1 + 2 + 3 + 4) of the pitching vibration that combines them becomes as shown in FIG. In other words, it becomes a very regular pattern in which uniform peaks are repeatedly generated every half rotation π in synchronization with the rotation of the crankshaft, and the even-order component becomes the main inertia moment waveform, so that vibration of the half-order and odd-order components is possible. It can be reduced as much as possible.

【００３６】図１４〜図２１は本発明の第２実施例を示
す。図１４に示すように、この第２実施例のパワープラ
ント２Ｂは重心Ｇの位置が直列４気筒エンジン４Ｂの第
３気筒と第４気筒との間にある以外は、その主たる基本
構成は第１実施例と同じであり、重心Ｇから遠い気筒の
動弁系ほどその往復動部材の慣性質量が小さく設定され
ている。14 to 21 show a second embodiment of the present invention. As shown in FIG. 14, the power plant 2B of the second embodiment has a main basic configuration except that the position of the center of gravity G is between the third cylinder and the fourth cylinder of the in-line four-cylinder engine 4B. This is the same as the embodiment, and the inertial mass of the reciprocating member is set to be smaller for the valve operating system of the cylinder farther from the center of gravity G.

【００３７】ここで、この第２実施例のパワープラント
２Ｂでは、上記慣性質量の設定にあたり、第２気筒と第
３気筒の各動弁系の往復動部材によって作用する慣性モ
ーメントＭ#2（＝ｌ2 ・Ｆ#2）とＭ#3（＝ｌ3 ・Ｆ#3）
との大きさが同一になるようにしている。即ち、第２気
筒の往復動部材の慣性質量ｍ#2は第３気筒の往復動部材
の慣性質量ｍ#3のｌ3 ／ｌ2 倍に設定しており、各気筒
における動弁系の往復動部材の慣性力によってパワープ
ラント２Ｂの重心回りに作用する各慣性モーメントＭ#
1，Ｍ#2，Ｍ#3，Ｍ#4の大きさとそのタイミングは図１
５（ａ）〜（ｅ）（各図の左側参照）及び図１６に示す
ようになり、上記各慣性モーメントＭ#1，Ｍ#2，Ｍ#3，
Ｍ#4を合成したピッチング振動の起振モーメントＭ#(1+
2+3+4)は図１７に示すようになる。また、第２気筒と第
３気筒の慣性モーメントＭ#2，Ｍ#3の合力Ｍ#(2+3)は図
１８に示すようになり、第１気筒と第４気筒の慣性モー
メントＭ#1，Ｍ#4の合力Ｍ#(1+4)は図１９に示すように
なる。Here, in the power plant 2B of the second embodiment, when setting the inertial mass, the moment of inertia M # 2 (= actuated by the reciprocating members of the valve trains of the second and third cylinders is used. l2 · F # 2) and M # 3 (= l3 · F # 3)
The sizes of and are the same. That is, the inertial mass m # 2 of the reciprocating member of the second cylinder is set to l3 / l2 times the inertial mass m # 3 of the reciprocating member of the third cylinder, and the reciprocating member of the valve train in each cylinder is set. Moments of inertia M # acting around the center of gravity of the power plant 2B by the inertial force of
The size of 1, M # 2, M # 3, M # 4 and their timing are shown in Fig. 1.
5 (a) to (e) (see the left side of each figure) and FIG. 16, the moments of inertia M # 1, M # 2, M # 3,
Exciting moment of pitching vibration M # (1+
2 + 3 + 4) is as shown in FIG. Further, the resultant force M # (2 + 3) of the moments of inertia M # 2 and M # 3 of the second and third cylinders is as shown in FIG. 18, and the moment of inertia M # 1 of the first and fourth cylinders is shown. , M # 4, the resultant force M # (1 + 4) is as shown in FIG.

【００３８】従って、この場合でも前記第１実施例と同
様に、その起振モーメントＭ#(1+2+3+4)の各山の高さが
低くなると共にその各山相互間のレベル差も可及的に小
さくなって、エンジン４Ｂのハーフ次及び奇数次成分
（0.5 次，1.5 次，…等）の振動発生レベルが抑えら
れ、もって耳障りなハーモニック成分の振動音が低減さ
れて唸り音等の騒音レベルの低いすっきりとしたエンジ
ン音質になる。Therefore, also in this case, as in the first embodiment, the height of each peak of the vibration moment M # (1 + 2 + 3 + 4) becomes low and the level difference between the peaks becomes low. The vibration generation level of the half-order and odd-order components (0.5th order, 1.5th order, etc.) of the engine 4B is suppressed as much as possible, and the vibration noise of the harmonic component that is offensive to the ear is reduced and the howling noise is heard. The engine sound quality is low with low noise level.

【００３９】更に加えて、図１５及び図１８から明らか
なように、第２気筒と第３気筒の慣性モーメントＭ#2，
Ｍ#3を同一にすると、その合力Ｍ#(2+3)はクランク回転
角の２πを周期に同一の波形が繰り返し生じる規則正し
いパターンになる。つまり、第２気筒と第３気筒の慣性
モーメントＭ#2，Ｍ#3は、そのハーフ次成分が相互に逆
位相になって相殺し合うように作用することになり、も
って特にハーフ次成分の振動をより一層減少させること
ができる。In addition, as apparent from FIGS. 15 and 18, the moments of inertia M # 2 of the second and third cylinders,
When M # 3 is the same, the resultant force M # (2 + 3) has a regular pattern in which the same waveform is repeatedly generated with a cycle of 2π of the crank rotation angle. In other words, the moments of inertia M # 2 and M # 3 of the second and third cylinders act so that their half-order components cancel each other out because they are in opposite phases. Vibration can be further reduced.

【００４０】また、この第２実施例においては、更にパ
ワープラント２Ｂには第１及び第４気筒の動弁系の往復
動部材により作用する慣性モーメントの和Ｍ#1＋Ｍ#4と
同一で逆位相（大きさとタイミングが同じで方向が逆向
き）の慣性モーメントＭ'#(1+4) （図１９参照）を発生
させて上記慣性モーメントＭ#1，Ｍ#4を相殺させる慣性
モーメント相殺手段が設けられている。Further, in the second embodiment, the power plant 2B is also the same as the sum of the moments of inertia M # 1 + M # 4 acting on the reciprocating members of the valve operating systems of the first and fourth cylinders, but in the opposite phase. Inertia moment canceling means for canceling the inertia moments M # 1 and M # 4 by generating an inertia moment M '# (1 + 4) (see FIG. 19) having the same magnitude and timing but opposite directions is provided. It is provided.

【００４１】図２０（ａ）または（ｂ）に示すように、
この慣性モーメント相殺手段４０は動弁系のカムシャフ
ト２０の前端側または後端側に付設され、同図（ｃ），
（ｄ）に示すように、カウンターウェイト４２とこのカ
ウンタウェイト４２を振動させる起振用カム４４とから
主になる。As shown in FIG. 20 (a) or (b),
The inertia moment canceling means 40 is attached to the front end side or the rear end side of the camshaft 20 of the valve train, and is shown in FIG.
As shown in (d), the counter weight 42 and a vibrating cam 44 that vibrates the counter weight 42 are main components.

【００４２】上記カウンタウェイト４２はロッド部４２
ａを有し、このロッド部４２ａの先端にはスリッパー４
２ｂが形成されていて、起振用カム４４に摺接されてい
る。ロッド部４２ａはシリンダヘッド（図示せず）に固
定された支持ステー４６によって上下動自在に支持さ
れ、スプリング４８によってスリッパー４２ｂが起振用
カム４４に常時摺接するように付勢されている。また、
起振用カム４４はカウンタウェイト４２を上下に振動さ
せて上記慣性モーメントの和Ｍ#1＋Ｍ#4と同じ大きさで
逆位相の慣性モーメントＭ'#(1+4) を発生させるもの
で、上記カウンタウェイト４２の質量とパワープラント
２Ｂの重心Ｇまでの距離との関係からそのカムプロフィ
ールが決定される。The counterweight 42 has a rod portion 42.
The rod portion 42a has a slipper 4
2b is formed and is in sliding contact with the vibration cam 44. The rod portion 42a is supported by a support stay 46 fixed to a cylinder head (not shown) so as to be movable up and down, and a spring 48 urges the slipper 42b so that the slipper 42b is always in sliding contact with the vibration generating cam 44. Also,
The oscillating cam 44 vibrates the counterweight 42 up and down to generate an inertia moment M '# (1 + 4) of the same magnitude as the sum of the inertia moments M # 1 + M # 4 but in the opposite phase. The cam profile is determined from the relationship between the mass of the counter weight 42 and the distance to the center of gravity G of the power plant 2B.

【００４３】すなわち、このパワープラント２Ｂでは慣
性モーメント相殺手段４０により発生される慣性モーメ
ントＭ'#(1+4) によって第１，第４気筒の慣性モーメン
トＭ#1，Ｍ#4が相殺され、このため図１５（ａ）〜
（ｅ）の各図の右側に示すように第２，第３気筒の慣性
モーメントＭ#2，Ｍ#3の合力Ｍ#(2+3)がこのパワープラ
ント２Ｂのピッチングモーメントとなる。That is, in this power plant 2B, the moments of inertia M '# (1 + 4) generated by the moment of inertia canceling means 40 cancel the moments of inertia M # 1, M # 4 of the first and fourth cylinders. Therefore, FIG.
As shown on the right side of each figure in (e), the resultant force M # (2 + 3) of the inertia moments M # 2 and M # 3 of the second and third cylinders becomes the pitching moment of this power plant 2B.

【００４４】従って、既に述べたように、第２気筒の慣
性モーメントＭ#2と第３気筒の慣性モーメントＭ#3とは
大きさが同じで、その発生タイミングはクランク回転角
度で２πの位相角度差があって、そのパターンは図１８
のようになるから、図１７と比較するとさらに、クラン
ク軸の回転角度で４πの間に１回生じてハーフ次成分の
大きな要因となる山がなくなる。しかも上述のように２
π毎に同一の大きさの慣性モーメントが繰り返し発生す
るという極めて規則性の高いピッチングモーメントであ
るから、エンジン振動の0.5 次，1.5 次，…等の不協和
なハーフ次の振動成分のレベルが可及的に下がり、もっ
て耳障りな唸り音等の騒音レベルが一層低減されてエン
ジン音がすっきりとした音質になる。Therefore, as described above, the moment of inertia M # 2 of the second cylinder and the moment of inertia M # 3 of the third cylinder have the same magnitude, and their generation timing is the crank rotation angle of 2π phase angle. There is a difference, and the pattern is shown in FIG.
Therefore, as compared with FIG. 17, the peaks that occur once during the rotation angle of the crankshaft of 4π and cause a large half-order component are eliminated. Moreover, as mentioned above, 2
Since it is a pitching moment with extremely high regularity in which the same magnitude of inertia moment is repeatedly generated for every π, the levels of nonharmonious half-order vibration components such as 0.5th, 1.5th, etc. of engine vibration are possible. The noise level, such as a groaning noise that is offensive to the ears, is further reduced, and the engine sound has a clean sound quality.

【００４５】なお、上記の第１，第４気筒の慣性モーメ
ント相殺手段に代えて、大きさが極めて大きくなってエ
ンジン４Ｂのハーフ次及び奇数次成分の振動発生レベル
に最も大きな影響を与える重心Ｇから最も遠い第１気筒
の慣性モーメントＭ#1だけを相殺する慣性モーメント相
殺手段を設けるようにしても、クランク軸の回転角度で
４πの間に１回生じてハーフ次成分の大きな要因となる
山をなくすことができるから、エンジン振動の0.5 次，
1.5 次，…等の不協和なハーフ次の振動成分のレベルが
可及的に下げて、耳障りな唸り音等の騒音レベルの低減
を図れる。In place of the inertia moment canceling means of the first and fourth cylinders, the center of gravity G is extremely large and exerts the greatest influence on the vibration generation levels of the half-order and odd-order components of the engine 4B. Even if a moment of inertia canceling means for canceling only the moment of inertia M # 1 of the first cylinder farthest from the cylinder is provided, it occurs once during the rotation angle of the crankshaft of 4π and becomes a major factor of the half-order component. Since it can be eliminated, the 0.5th order of engine vibration,
The levels of dissonant half-order vibration components such as 1.5th order, etc. can be lowered as much as possible, and the noise level such as annoying grunt can be reduced.

【００４６】また、上記慣性モーメント相殺手段４０は
図２０に示すような機械的駆動方式のものに代えて、図
２１に示すような電気的駆動方式のものにしても良い。
同図に示す慣性モーメント相殺手段は電子制御式のもの
であり、ＥＣＵ５０と増幅器５２及び電磁式加振器５４
とを有している。Further, the inertia moment canceling means 40 may be of an electric driving type as shown in FIG. 21 instead of the mechanical driving type as shown in FIG.
The inertia moment canceling means shown in the figure is of an electronically controlled type, and includes an ECU 50, an amplifier 52, and an electromagnetic exciter 54.
And have.

【００４７】ＥＣＵ５０にはクランク軸の２回転ごとに
信号パルスを出力する回転センサからのトリガー信号が
入力されていると共に、電磁式加振器５４により図１９
に示す慣性モーメントＭ'#(1+4) を発生させるための基
本振動波形が予めメモリー上に記憶されていて、ＥＣＵ
５０は上記のトリガー信号に同期させて、かつエンジン
回転速度に応じて上記基本振動波形を時間軸方向に圧縮
もしくは伸長加工して駆動信号を創出し、これを増幅器
５２に出力する。The ECU 50 receives a trigger signal from a rotation sensor that outputs a signal pulse every two rotations of the crankshaft, and the electromagnetic exciter 54 shown in FIG.
The basic vibration waveform for generating the moment of inertia M '# (1 + 4) shown in is stored in the memory in advance, and the ECU
Reference numeral 50 synchronizes with the above trigger signal and compresses or expands the basic vibration waveform in the time axis direction according to the engine rotation speed to create a drive signal, which is output to the amplifier 52.

【００４８】電磁式加振器５４は磁性材でなるカウンタ
ウェイト５６とこれを上下振動自在にフローティング支
持する付勢スプリング５８，５８及びコイル６０とから
なり、上記増幅器５２で増幅されてコイル６０に入力さ
れる駆動信号波形に従ってカウンタウェイト５６が上下
に振動される。なお、上記基本振動波形は、カウンタウ
ェイト５６の質量及びその取付位置並びに重心Ｇまでの
距離との関係から定まる。The electromagnetic exciter 54 comprises a counter weight 56 made of a magnetic material, biasing springs 58, 58 and a coil 60 for floating and supporting the counter weight 56 in a vertically oscillating manner. The counter weight 56 is vertically vibrated according to the input drive signal waveform. The basic vibration waveform is determined by the relationship between the mass of the counterweight 56, its mounting position, and the distance to the center of gravity G.

【００４９】また、上述の第２実施例では、パワープラ
ント２Ｂの重心Ｇがエンジン４Ｂの第３気筒と第４気筒
との間に存在する場合を例示しているが、第１気筒と第
２気筒との間に重心がある場合にも、基本的には同様の
設定をすることで同等の作用効果を得られる。Further, in the above-described second embodiment, the case where the center of gravity G of the power plant 2B exists between the third cylinder and the fourth cylinder of the engine 4B is exemplified, but the first cylinder and the second cylinder Even when there is a center of gravity with the cylinder, basically the same setting and effect can be obtained by making similar settings.

【００５０】さらに、上述した第１，第２の各実施例に
共通していえることであるが、動弁系の往復動部材によ
る慣性力が最大になるのは、そのバルブ加速度が最大に
なるとき、つまり図２２に示すようにバルブリフトカー
ブにおける変極点においてであるから、ピッチング振動
やヨーイング振動に対して最も影響の大きい重心から一
番遠い気筒のカムの変極点を他の気筒のカムより緩やか
に形成すれば、ハーフ次成分の振動の抑制と出力性能と
の両立をより図れる。Further, as can be said in common with the first and second embodiments described above , the maximum inertial force due to the reciprocating member of the valve operating system is the maximum valve acceleration. At that time, that is, at the inflection point in the valve lift curve as shown in FIG. 22 , the inflection point of the cam of the cylinder farthest from the center of gravity that has the greatest effect on pitching vibration and yawing vibration is greater than the cams of other cylinders. If formed gently, it is possible to achieve both suppression of half-order component vibration and output performance.

【００５１】[0051]

【発明の効果】以上実施例で詳細に説明したように、本
発明に係るパワープラントによれば、次ぎのような優れ
た効果を発揮する。As described in detail in the above embodiments, the power plant according to the present invention exhibits the following excellent effects.

【００５２】請求項１に係わるパワープラントでは、各
気筒の往復動部材に起因したパワープラントの重心回り
の慣性モーメントが同一なので、それらを合成したピッ
チング振動の起振モーメントのパターンは、クランク軸
の回転に同期して均一な山が繰り返し生じる極めて規則
正しいものになり、このため偶数次成分が主体の慣性モ
ーメント波形となって、ハーフ次，奇数次成分の振動を
可及的に減少させることができる。In the power plant according to the first aspect , since the moments of inertia around the center of gravity of the power plant due to the reciprocating members of the respective cylinders are the same, the pattern of the exciting moment of the pitching vibration that combines them is the pattern of the crankshaft. It becomes a very regular one in which uniform peaks are repeatedly generated in synchronization with rotation. Therefore, the even moment component becomes the main moment of inertia waveform, and the vibration of the half order and odd order components can be reduced as much as possible. .

【００５３】請求項２に係わるパワープラントでは、第
２気筒と第３気筒との慣性モーメントを同一にすること
により、その合力のパターンをクランク回転角の２πを
周期に同一の波形が繰り返し生じる規則正しいものにす
ることができる。つまり、第２気筒と第３気筒の慣性モ
ーメントのハーフ次成分は相互に逆位相になって相殺し
合うようになり、もって特にハーフ次成分の振動レベル
の減少を図ることができる。[0053] In the power plant according to claim 2, by the moment of inertia of the second cylinder and the third cylinder to the same, is regularly reoccurring same waveform 2π to the period of the crank rotational angle pattern of the force Can be something. That is, the half-order components of the inertia moments of the second cylinder and the third cylinder have mutually opposite phases and cancel each other, so that the vibration level of the half-order component can be particularly reduced.

【００５４】請求項３に係わるパワープラントでは、上
記請求項７のものにおいて更に第１，第４気筒の慣性モ
ーメントが相殺されるから、そのピッチング振動の起振
モーメントは第２気筒の慣性モーメントと第３気筒の慣
性モーメントの合力になる。そして、この合力（起振モ
ーメント）はクランク回転角で２π毎に同一の大きさの
慣性モーメントが繰り返し発生するという極めて規則性
の高いピッチングモーメントであるから、エンジン振動
の0.5 次，1.5 次，…等の不協和なハーフ次の振動成分
のレベルが可及的に下がり、もって耳障りな唸り音等の
騒音レベルを一層低減させてエンジン音をすっきりとし
た音質にすることができる。In the power plant according to claim 3 , since the inertia moments of the first and fourth cylinders are further offset in the power plant of claim 7, the exciting moment of the pitching vibration is equal to the inertia moment of the second cylinder. The resultant is the moment of inertia of the third cylinder. This resultant force (exciting moment) is a highly regular pitching moment in which the same moment of inertia is repeatedly generated every 2π in crank rotation angle, so 0.5th, 1.5th, ... The level of the dissonant half-order vibration component is reduced as much as possible, so that the noise level such as annoying grunt can be further reduced and the engine sound can be made into a clear sound quality.

【００５５】請求項４に係わるパワープラントでは、重
心から遠い気筒の動弁系の往復動部材ほどその慣性質量
を小さくすることで、慣性モーメントを同一とすること
ができる。In the power plant according to the fourth aspect , the inertial moment can be made the same by reducing the inertial mass of the reciprocating member of the valve operating system of the cylinder farther from the center of gravity.

【図面の簡単な説明】[Brief description of drawings]

【図１】本発明の第１実施例におけるパワープラントの
全体構成を示す概略図である。FIG. 1 is a schematic diagram showing an overall configuration of a power plant according to a first embodiment of the present invention.

【図２】本発明のパワープラントのエンジンに採用され
る動弁系の一例を示すもので、ロッカーアーム式動弁機
構の概略構成図である。FIG. 2 is a schematic configuration diagram of a rocker arm type valve operating mechanism showing an example of a valve operating system adopted in an engine of a power plant of the present invention.

【図３】本発明のパワープラントのエンジンに採用され
る動弁系の別の例を示すもので、スイングアーム式動弁
機構の概略構成図である。FIG. 3 shows another example of the valve operating system adopted in the engine of the power plant of the present invention, and is a schematic configuration diagram of a swing arm type valve operating mechanism.

【図４】本発明のパワープラントのエンジンに採用され
る動弁系のさらに別の例を示すもので、直動式動弁機構
の概略構成図である。FIG. 4 is a schematic configuration diagram of a direct drive type valve operating mechanism, showing still another example of the valve operating system adopted in the engine of the power plant of the present invention.

【図５】上記各動弁機構に使われるバルブを説明する図
である。FIG. 5 is a diagram illustrating a valve used in each of the valve operating mechanisms.

【図６】上記各動弁機構に使われるリテーナを説明する
図である。FIG. 6 is a diagram illustrating a retainer used in each valve mechanism.

【図７】上記ロッカーアーム式動弁機構で使われるロッ
カーアームを説明する図である。FIG. 7 is a diagram illustrating a rocker arm used in the rocker arm type valve mechanism.

【図８】上記スイングアーム式動弁機構に使われるスイ
ングアームを説明する図である。FIG. 8 is a diagram illustrating a swing arm used in the swing arm valve mechanism.

【図９】上記直動式動弁機構に使われるバケットを説明
する図である。FIG. 9 is a diagram illustrating a bucket used in the direct-acting valve operating mechanism.

【図１０】第１実施例のパワープラントにおいて各気筒
の動弁系往復動部材の慣性力によって生ずる重心回りの
慣性モーメントの大きさと発生タイミングをクランク角
度との関係で示すを示すグラフである。FIG. 10 is a graph showing the relationship between the magnitude and the timing of the moment of inertia about the center of gravity that is generated by the inertial force of the valve train reciprocating member of each cylinder in the power plant of the first embodiment.

【図１１】第１〜第４気筒の各慣性モーメントを合成し
た合成慣性モーメントを示すグラフである。FIG. 11 is a graph showing a combined inertia moment obtained by combining the inertia moments of the first to fourth cylinders.

【図１２】上記図１０において、各気筒の動弁系往復動
部材の慣性力によって生ずる重心回りの慣性モーメント
の大きさを同一に設定した場合を示すものである。FIG. 12 shows a case where the magnitudes of the inertia moments about the center of gravity generated by the inertial forces of the valve train reciprocating members of the respective cylinders are set to be the same in FIG.

【図１３】上記図１２における第１〜第４気筒の各慣性
モーメントを合成した合成慣性モーメントを示すグラフ
である。13 is a graph showing a combined moment of inertia obtained by combining the respective inertia moments of the first to fourth cylinders in FIG. 12 described above.

【図１４】本発明の第２実施例におけるパワープラント
の全体構成を示す概略図である。FIG. 14 is a schematic diagram showing an overall configuration of a power plant according to a second embodiment of the present invention.

【図１５】第２実施例のパワープラントにおいて各気筒
の動弁系往復動部材の慣性力によって生ずる重心回りの
慣性モーメントの大きさと発生タイミングをクランク角
度との関係で示すベクトル図である。FIG. 15 is a vector diagram showing the relationship between the magnitude and the timing of the moment of inertia about the center of gravity generated by the inertial force of the valve train reciprocating member of each cylinder in the power plant of the second embodiment.

【図１６】第２実施例のパワープラントにおいて各気筒
の動弁系往復動部材の慣性力によって生ずる重心回りの
慣性モーメントの大きさと発生タイミングをクランク角
度との関係で示すを示すグラフである。FIG. 16 is a graph showing the magnitude of the moment of inertia about the center of gravity generated by the inertial force of the valve train reciprocating member of each cylinder in the power plant of the second embodiment, and the generation timing in relation to the crank angle.

【図１７】第１〜第４気筒の各慣性モーメントを合成し
た合成慣性モーメントを示すグラフである。FIG. 17 is a graph showing a combined inertia moment that combines the inertial moments of the first to fourth cylinders.

【図１８】第２気筒と第３気筒の合成慣性モーメント及
びこれを相殺するための慣性モーメントを示すグラフで
ある。FIG. 18 is a graph showing a combined inertia moment of the second cylinder and the third cylinder and an inertia moment for canceling the combined inertia moment.

【図１９】第１気筒と第４気筒の合成慣性モーメント及
びこれを相殺するための慣性モーメントを示すグラフで
ある。FIG. 19 is a graph showing a combined inertia moment of the first cylinder and the fourth cylinder and an inertia moment for canceling the combined moment of inertia.

【図２０】慣性モーメント相殺手段の具体例を示す図で
ある。FIG. 20 is a diagram showing a specific example of inertia moment offsetting means.

【図２１】慣性モーメント相殺手段の別の具体例を示す
図である。FIG. 21 is a diagram showing another specific example of the inertia moment canceling means.

【図２２】重心から一番遠い気筒のカムのバルブリフト
カーブと他の気筒のカムのバルブリフトカーブとの設定
の相違を説明する図である。FIG. 22 is a diagram illustrating a difference in setting between the valve lift curve of the cam of the cylinder farthest from the center of gravity and the valve lift curve of the cam of another cylinder.

【図２３】従来例と本発明に共通するもので、吸・排気
弁の一般的なバルブリフト特性，バルブ加速度，慣性力
を説明する図である。FIG. 23 is a diagram common to the conventional example and the present invention, and is a diagram for explaining general valve lift characteristics, valve acceleration, and inertial force of an intake / exhaust valve.

【図２４】従来のパワープラントを説明する全体図であ
る。FIG. 24 is an overall view illustrating a conventional power plant.

【図２５】図２４に示すパワープラントに作用する各気
筒の動弁系の慣性モーメントを示すグラフである。Figure 25 is a graph showing the moment of inertia of the valve system of each cylinder which acts on the power plant shown in FIG. 24.

【図２６】図２４に示すパワープラントに作用する各気
筒の動弁系の慣性モーメントを合成したグラフである。FIG. 26 is a graph in which the moments of inertia of the valve trains of the cylinders that act on the power plant shown in FIG. 24 are combined.

【図２７】エンジン回転数に対する振動レベルをモータ
リング試験によって測定した結果を示すグラフで、同図
（ａ）〜（ｄ）は奇数次成分の振動測定結果である。FIG. 27 is a graph showing a result of measuring a vibration level with respect to an engine speed by a motoring test, and FIGS. 27A to 27D are vibration measurement results of odd-order components.

【図２８】同上、偶数次成分の振動測定結果である。28A and 28B show vibration measurement results of even-order components.

【図２９】同上、0.5 次，1.5 次，2.5 次，3.5 次のハ
ーフ次成分の振動測定結果である。[Fig. 29] Same as above, but it shows the vibration measurement results of the 0.5th, 1.5th, 2.5th, and 3.5th half-order components.

【図３０】同上、4.5 次，5.5 次，6.5 次，7.5 次のハ
ーフ次成分の振動測定結果である。[FIG. 30] Same as above, but it is the vibration measurement result of the 4.5th, 5.5th, 6.5th, and 7.5th half-order components.

【図３１】ロッカアームにバランスマスを取り付けた従
来の動弁系を示す図である。FIG. 31 is a diagram showing a conventional valve train in which a balance mass is attached to a rocker arm.

【符号の説明】[Explanation of symbols]

２Ａ，２Ｂ，２Ｃ，２Ｄ，２Ｅ パワープラント ４Ａ，４Ｂ，４Ｃ，２Ｄ，２Ｅ エンジン ６Ａ，６Ｂ，６Ｃ，６Ｄ，６Ｅ トランスミッション ８Ａ，８Ｂ，８Ｃ 動弁系 ２２ ロッカアーム（往復動部材） ２６ バルブ（往復動部材） ３０ リテーナ（往復動部材） ３２ スウィングアーム（往復動部材） ３６ バケット（往復動部材）４０，５４ 慣性モーメント相殺手段（緩和手段）2A, 2B, 2C, 2D, 2E Power plant 4A, 4B, 4C, 2D, 2E Engines 6A, 6B, 6C, 6D, 6E Transmission 8A, 8B, 8C Valve system 22 Rocker arm (reciprocating member) 26 Valve (reciprocating) Moving member) 30 Retainer (reciprocating member) 32 Swing arm (reciprocating member) 36 Bucket (reciprocating member) 40, 54 Moment of inertia offsetting means ( releasing means)

───────────────────────────────────────────────────── フロントページの続き (72)発明者 長門 清則 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツ ダ株式会社内 (72)発明者 森 恒寛 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツ ダ株式会社内 (72)発明者 花田 充基 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツ ダ株式会社内 (72)発明者 長谷川 幸夫 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツ ダ株式会社内 (72)発明者 田原 康秀 広島県安芸郡府中町新地３番１号 マツ ダ株式会社内 (56)参考文献 特開 平５−179987（ＪＰ，Ａ) 特開 昭59−74343（ＪＰ，Ａ) 特開 平２−158416（ＪＰ，Ａ) 特開 昭62−168711（ＪＰ，Ａ) 特開 昭60−256641（ＪＰ，Ａ) (58)調査した分野(Int.Cl.⁷，ＤＢ名) F01L 1/46 F01L 1/04 F02B 75/18 F02B 77/00 ─────────────────────────────────────────────────── ─── Continuation of the front page (72) Inventor Kiyonori Nagato 3-1, Shinchi Fuchu-cho, Aki-gun, Hiroshima Mazda Co., Ltd. (72) In-house Tsunehiro Mori 3-1 Shinchi, Fuchu-cho, Aki-gun, Hiroshima Matsu Da Co., Ltd. (72) Inventor Mitsuki Hanada No. 3 Shinchi, Fuchu-cho, Aki-gun, Hiroshima Mazda Co., Ltd. (72) Inventor Yukio Hasegawa No. 3 Shinchi, Fuchu-cho, Aki-gun, Hiroshima Mazda Co., Ltd. (72) Inventor Yasuhide Tahara 3-1, Shinchi, Fuchu-cho, Aki-gun, Hiroshima Mazda Co., Ltd. (56) Reference JP-A-5-179987 (JP, A) JP-A-59-74343 (JP, A) ) JP-A-2-158416 (JP, A) JP-A-62-168711 (JP, A) JP-A-60-256641 (JP, A) (58) Fields investigated (Int.Cl. ⁷ , DB name) F01L 1/46 F01L 1/04 F02B 75/18 F02B 77/00

Claims (4)

(57)【特許請求の範囲】(57) [Claims] 【請求項１】 複数の気筒がエンジン出力軸方向に一列
に配置された往復ピストン型直列多気筒エンジンと、該
エンジンのエンジン出力軸方向一端に結合されたトラン
スミッションとで構成され、重心が前記エンジンの気筒
間外に存在するパワープラントにおいて、 各気筒の動弁系の往復動部材により作用する重心回りの
慣性モーメントを同一とする、 ことを特徴とするパワープラント。1. A plurality of cylinders are arranged in a line in the engine output shaft direction.
A reciprocating piston type in-line multi-cylinder engine arranged in
A transformer connected to one end of the engine in the engine output shaft direction.
It is composed of a transmission and the center of gravity is the cylinder of the engine.
In a power plant existing outside, the center of gravity around the center of gravity acting by the reciprocating members of the valve train of each cylinder
A power plant characterized by having the same moment of inertia . 【請求項２】 ４つの気筒がエンジン出力軸方向に一列
に配置された往復ピストン型直列４気筒エンジンと、該
エンジンのエンジン出力軸方向一端に結合されたトラン
スミッションとで構成され、重心が前記エンジンの第
１，第２気筒間あるいは第３，第４気筒間に存在するパ
ワープラントにおいて、 第２，第３気筒の動弁系の往復動部材により作用する重
心回りの慣性モーメントを同一とする、 ことを特徴とするパープラント。2. The four cylinders are arranged in a line in the engine output shaft direction.
A reciprocating piston type in-line 4-cylinder engine arranged in
A transformer connected to one end of the engine in the engine output shaft direction.
And the center of gravity of the engine.
The power that exists between the first and second cylinders or between the third and fourth cylinders
In a war plant, the heavy load acting by the reciprocating members of the valve trains of the second and third cylinders
A perplant that is characterized by having the same moment of inertia around the center . 【請求項３】 前記請求項１において、第１，第４気筒
の動弁系の往復動部材の慣性力によって生じるパワープ
ラント重心回りの慣性モーメントを相殺する慣性モーメ
ント相殺手段を設けた、 ことを特徴とするパワープラント。3. The first and fourth cylinders according to claim 1,
Of the power valve generated by the inertial force of the reciprocating member of the valve operating system
Moment of inertia that cancels the moment of inertia around the runt center of gravity
A power plant , which is provided with an offsetting means . 【請求項４】 前記請求項１，２において、重心から遠
い気筒の動弁系の往復動部材ほどその慣性質量を小さく
して慣性モーメントを同一とした、 ことを特徴とするパワープラント。 4. The method of claim 1, wherein the distance from the center of gravity is
The smaller the inertial mass of the reciprocating member of the valve operating system of the
A power plant characterized by having the same moment of inertia .