JPH026649B2 - - Google Patents

Description

【発明の詳細な説明】[Detailed description of the invention]

この発明はエンジン振動の伝達を効果的に遮断
するエンジンの懸架構造に関するものである。 自動車や自動二輪車などの車輛を始めエンジン
を動力源とする装置では、エンジン振動が車体等
の支持体に伝わらないようにエンジンを搭載しな
ければならない。 一方エンジンでは、往復部分の質量による慣性
力を完全に打消すことが困難な場合がある。例え
ばレシプロ式エンジンにおいては、単気筒の場合
や、直列２気筒でかつ各気筒は360゜の位相差を持
つている場合には、前記慣性力の一次成分（一次
慣性力）を釣合錘によつて打消すことは不可能で
ある。また例えば直列４気筒の場合には、一次慣
性力を打消すことができるが、比較的大きい２次
の慣性力が残り、この２次の慣性力を打消すため
にはクランク軸の２倍の速度で回転する軸に釣合
錘を設ける必要がある。このため、構造が非常に
複雑になるという不都合がある。 この発明はこのような事情に鑑みなされたもの
であり、慣性力を十分に打消すことが不可能なエ
ンジンであつても、このエンジン振動の支持体へ
の伝達を有効に遮断することができるエンジンの
懸架構造を提供することを目的とするものであ
る。 本発明によればこの目的は、 往復部分の上下方向の慣性力が主要な周期的強
制外力となるエンジンを、弾性体によつて弾性支
持する懸架構造において、 前記弾性体は、その弾性主軸がエンジン重心と
前記強制外力とを含む平面上でエンジン重心に対
して前記強制外力の反対側に位置しかつこの強制
外力の作用線とほぼ平行となるように設定される
と共に、エンジン振動をエンジン重心の上下動と
前記平面に垂直でエンジン重心を通る軸回りの回
転とのほぼ２自由度振動とし、前記弾性体の復元
係数は一方の固有振動モードの節が前記強制外力
の作用線上に位置すると共に他の固有振動モード
の振動数がエンジンの常用回転速度範囲外になる
ように決められていることを特徴とするエンジン
の懸架構造、 により達成される。以下図面に基づいてこの発明
を詳細に説明する。 先づ第１図に基づいてこの発明の原理を説明す
る。第１図は１気筒の自動二輪車用エンジンを弾
性体によつて支持した状態における座標系を示す
側面図である。ｘ，ｙ，ｚはエンジンの重心Ｇを
原点とする静止直交座標系であり、ｘ軸はエンジ
ンの前方を正、ｙ軸は横方向（第１図で紙面に垂
直な方向）を正、またｚ軸は上方を正とする。自
動二輪車用エンジンには変速機構が一体的に組込
まれて、気化器や排気管の一部も一体となつて振
動するため、この変速器等を含めたものを以下エ
ンジンとして考える。このように変速器等を含め
たエンジンでは、通常重心Ｇは気筒よりも後方に
位置する。この気筒は往復運動部分がｚ軸と平行
となるように配設され、この往復運動部分の慣性
力による周期的強制外力ｆは、ｘ軸と点（ｌ，
０，０）で直交するものとする。また各軸ｘ，
ｙ，ｚに対し右ネジ方向を正とする回転角をΦ，
θ，φとし、さらにエンジン質量をｍ、その慣性
能率をＩ、エンジンを弾性支持する弾性体の復元
係数をＫとする。 エンジンの振動は一般に公知の６自由度運動方
程式で表現することができるが、所定の条件を満
たす場合にはｚ軸方向の並進振動とｙ軸回りの回
転振動との２自由度として論じることができる。
すなわち、 (1) 強制外力ｆの作用線がｘ軸と直交する点を
（ｌ，０，０）とし、 (2) 弾性体が形成する弾性主軸x^*，y^*，z^*を座
標軸ｘ，ｙ，ｚと平行にすると共に弾性中心を
（ｅ，０，０）に位置させるようにエンジンを
弾性支持し、 (3) 減衰はない、 と仮定すれば、６自由度運動方程式は相反定理に
より簡単化される。この簡単化された方程式から
ｚ方向とθ方向の振動が連成し、しかもこの振動
だけが強制外力ｆの影響を受けることが解る。す
なわち次式を求めることができる。 ｍ ０ ０ mk²Z¨ θ＋K_ZZ K_Zθ K_Zθ KθθＺ θ ＝ｆ −fl …(1) なおこの(1)式においては慣性能率Ｉはｋを回転
半径としてm_k2で示し、また強制外力ｆのθ成分
を−flで示している。 この(1)式を解くために、その複素数表示による
解を Ｚ θ＝Ｚ Θ・EXP（iωt）；（ｉ＝√−１） また強制外力ｆを同様に ｆ＝Ｆ・EXP（iωt） として(1)式に代入すれば次式が得られる。 −ω²ｍ ０ ０ mk²＋K_ZZ K_Zθ K_Zθ KθθＺ Θ ＝Ｆ ―Fl …(2) (2)式の右辺を The present invention relates to an engine suspension structure that effectively blocks transmission of engine vibrations. BACKGROUND ART In devices that use an engine as a power source, including vehicles such as automobiles and motorcycles, the engine must be mounted so that engine vibrations are not transmitted to supports such as the vehicle body. On the other hand, in an engine, it may be difficult to completely cancel out the inertial force due to the mass of the reciprocating parts. For example, in a reciprocating engine, if the engine has a single cylinder or two cylinders in series and each cylinder has a phase difference of 360°, the primary component of the inertia force (primary inertia force) is used as a counterweight. Therefore, it is impossible to cancel it. For example, in the case of an in-line four-cylinder engine, the primary inertia force can be canceled, but a relatively large secondary inertia force remains, and in order to cancel this secondary inertia force, it is necessary to It is necessary to provide a counterweight on the shaft that rotates at the speed. Therefore, there is a disadvantage that the structure becomes extremely complicated. This invention was made in view of these circumstances, and even in an engine in which it is impossible to sufficiently cancel the inertial force, it is possible to effectively block the transmission of engine vibration to the support body. The purpose is to provide a suspension structure for an engine. According to the present invention, this object is provided in a suspension structure in which an elastic body elastically supports an engine in which the vertical inertia force of a reciprocating portion is a main periodic forced external force, wherein the elastic body has a principal elastic axis thereof. It is located on the opposite side of the forced external force with respect to the engine center of gravity on a plane that includes the engine center of gravity and the forced external force, and is set to be approximately parallel to the line of action of this forced external force, and the engine vibration is controlled by the engine center of gravity. vibration with approximately two degrees of freedom, including vertical movement of the plane and rotation around an axis perpendicular to the plane and passing through the center of gravity of the engine, and the coefficient of restoring of the elastic body is such that the node of one natural vibration mode is located on the line of action of the forced external force. This is achieved by an engine suspension structure characterized in that the frequencies of other natural vibration modes are determined to be outside the normal rotational speed range of the engine. The present invention will be explained in detail below based on the drawings. First, the principle of this invention will be explained based on FIG. FIG. 1 is a side view showing a coordinate system in which a one-cylinder motorcycle engine is supported by an elastic body. x, y, z are a stationary orthogonal coordinate system with the origin at the center of gravity G of the engine, the x axis is positive in front of the engine, the y axis is positive in the lateral direction (direction perpendicular to the paper in Figure 1), and The upward direction of the z-axis is positive. A motorcycle engine has a transmission mechanism integrated into it, and the carburetor and part of the exhaust pipe also vibrate together, so the engine including this transmission will be considered below as an engine. As described above, in an engine including a transmission etc., the center of gravity G is usually located behind the cylinders. This cylinder is arranged so that the reciprocating part is parallel to the z-axis, and the periodic forced external force f due to the inertia of this reciprocating part is between the x-axis and the point (l,
0,0) and are orthogonal. Also, each axis x,
The rotation angle with the right-hand screw direction as positive with respect to y and z is Φ,
Let θ and φ be the mass of the engine, its inertia coefficient be I, and the coefficient of restoration of the elastic body that elastically supports the engine be K. Engine vibration can generally be expressed by a well-known six-degree-of-freedom equation of motion, but if certain conditions are met, it can be expressed as two degrees of freedom: translational vibration in the z-axis direction and rotational vibration around the y-axis. can.
That is, (1) the point where the line of action of the forced external force f is orthogonal to the x-axis is (l, 0, 0), and (2) the elastic principal axes x ^* , y ^* , z ^* formed by the elastic body are the coordinate axes x, If we assume that the engine is elastically supported so that it is parallel to y and z and that the center of elasticity is located at (e, 0, 0), and (3) there is no damping, then the six-degree-of-freedom equation of motion is expressed by the reciprocity theorem. Simplified. From this simplified equation, it can be seen that the vibrations in the z direction and the θ direction are coupled, and only this vibration is affected by the forced external force f. In other words, the following equation can be obtained. m 0 0 mk ² Z¨ θ+K _ZZ K _Z θ K _Z θ KθθZ θ =f −fl …(1) In this equation (1), the inertia factor I is expressed as m _k2 , where k is the radius of rotation, and the forced external force The θ component of f is indicated by −fl. In order to solve this equation (1), the solution in complex number representation is Z θ=Z Θ・EXP(iωt); (i=√−1), and the forced external force f is similarly set as f=F・EXP(iωt). By substituting into equation (1), the following equation is obtained. −ω ² m 0 0 mk ² +K _ZZ K _Z θ K _Z θ KθθZ Θ =F −Fl …(2) The right side of equation (2)

〔０〕とおいて −ω²ｍ ０ ０ mk²＋K_ZZ K_Zθ K_Z KθθＺ Θ ＝０ ０ …(3) この(3)式の固有値（固有振動角速度）をω₁，
ω₂、また固有ベクトル（固有振動モード）を U¹ _Z U¹〓，U² _Z U²〓 とする。ここにU² _Z，U²〓は２番目の振動モード
を示している。 ω₁≠ω₂の時には固有ベクトルの性質から次の
直交条件が成立する。 〔U¹ _Z U¹〓〕ｍ ０ ０ mk²U² _Z U²〓＝０ …(4) 〔U¹ _Z U¹〓〕K_ZZ K_Zθ K_Zθ KθθU² _Z U² _Z＝０ …(5) 一方復元係数Ｋの各成分K_ZZ，K_Z〓，K〓〓は、弾
性主軸x^*，y^*，z^*へ座標変換した時、回転角度
θが微少であれば次式が成立する。 K_ZZ＝K^* _Z K_Z〓＝−eK^* _Z K〓〓＝K^*〓＋e²K^* _Z …(6) ここに＊印は弾性主軸への変換後の復元係数を
示す。K_ZZ≠０であるから(6)式により K_Z〓／K_ZZ＝−ｅ …(7) またK^* _Z≠０であるから K〓^*／K_Z ^*≡P² とおけば K〓〓／K_ZZ＝P²＋e² …(8) ｍ≠０であるから(4)式をｍで割れば 〔U¹ _Z U¹〓〕１ ０ ０ k²U² _Z U²〓＝０ (9) また(5)式の両辺をK_ZZで割つて(7)，(8)式を用い
れば(5)式は次のようになる。 〔U¹ _Z U¹〓〕１ −ｅ −ｅ P²＋e²U² _Z U²〓＝０ …(10) 次に(9)，(10)式の解である固有ベクトルU² _Z，
U²〓が、ω₁≠ω₂の時に となる条件を求める。すなわち２番目の固有振動
モードの節が、強制外力ｆの作用線がｘ軸と交わ
る点（ｌ，０，０）に一致し、この固有振動モー
ドが強制外力ｆと直交する条件を求める。なおこ
の条件を満たす時には、ω₁だけで共振をおこし、
しかもこの時の振動モードの節は固定されること
が、後記するように明らかになる。 (11)式が成立するものとすれば、(9)式は (11)，(12)式を(10)式に代入すれば 〔k²−ｌ〕１ −ｅ −ｅ P²＋e²ｌ Ｉ＝０ ∴P²＝（k²＋le）（ｌ−ｅ）／ｌ …(13) が成立しなければならない。なおここにｌ≠０と
する。 一方(9)式−(10)式により 〔U¹ _Z U₁〓０ ｅ−ｅ k²−P²−e²U² _Z U²〓＝０ …(14) が成立するから、逆に(13)式が成立する時には、
（１３）式を(14)式に代入して 〔U¹ _Z U¹〓〕Ｏ ｅｅ e/lU² _Z U²〓＝０ …(15) が成立しなければならない。またｚ成分とθ成分
が連成することから K_Z〓≠０ ∴ｅ≠０（∵(7)式） であるから、(15)式は次のようになる。 〔U¹ _Z U¹〓〕０ １ １ k²-1²/lU² _Z U²〓＝０ ∴U¹ _ZU²〓＋U¹〓U² _Z＋k²−l₂／ｌU¹〓U²〓＝０ これから１次独立な固有ベクトルは となることが解り、結局(13)式が成立する時には
(11)式が常に成立する。すなわち(11)式が常に成立す
るための必要十分条件は(13)式であることが明ら
かになつた。 一方２自由度系の運動方程式において、その固
有値ωr（ｒ＝１，２）は固有ベクトルの直交条件
から一般に ωr²＝k_r／m_r …(16) で求めることができる。ここにm_rは等価質量、
k_rは等価剛性であつて、それぞれ次式で表わされ
る。 mr＝〔U^r _ZU^r〓〕ｍ ０ ０ mk²U^r _Z U^r〓 …(17) kr＝〔U^r _ZU^r〓〕K_Zθ Kθθ K_ZZ K_ZθU^r _Z U^r〓 …(18) 従つて(17)式に(12)式、(11)式を代入することによ
り m₁＝k²（k²＋l²）／k⁴＋l²ｍ …(19) m₂＝k²＋l²／１＋l²ｍ …(20) 同様に(18)式に(12)，(11)式を代入しさらに(13)式
を用いれば k₁＝（k²＋l²）（k²＋le）／k⁴＋l²K_ZZ …(21) k₂＝（ｌ−ｅ）（k²＋l²）／ｌ（１＋l²）K_ZZ…(22
) (16)式に(19)〜(22)式を適用することにより ω₁ ²＝k²＋le／k²・K_ZZ／ｍ …(23) ω₂ ²＝ｌ−ｅ／ｌ・K_ZZ／ｍ …(24) 今ω₁＜ω₂とすれば(23)，(24)式より k²＋le／k²＜ｌ−ｅ／ｌ ∴ｅ／ｌ＜０ …(25) すなわちｌとｅは異符号となり、強制外力ｆの
作用する点（ｌ，０，０）と弾性中心（ｅ，０，
０）は、(11)式の条件を満たすためには重心Ｇ（静
止座標系の原点）に対して互いに反対側に存在し
なければならない。 一方前記(2)式の一般解は、 により求められることが、固有ベクトルの直交条
件から導かれる。この式に(21)〜(24)式を代入し
て整理すれば Ｚ θ＝Ｆ（k²＋l²）／m₁（k⁴＋l²）（ω₁ ²−ω²）・k² ―ｌ …(26) この(26)式はω＝ω₁の時のみ共振することを示
し、さらに全てのωに対して(26)式が成立しなけ
ればならないから、 Ｚ：Θ＝k²：−ｌ …(27) が成立していなければならない。(27)式はまた、
θが微少角度である時には振動モードの節が（−
k²／ｌ，０，０）に固定されていることを意味して いる。なおこの点（−k²／ｌ，０，０）はエンジン を自由支持した時の瞬間回転中心ともなつてい
る。 第２図では１番目の固有振動モードの形を、ま
た第３図は２番目の固有振動モードの形を示して
いる。 以上より、２番目の固有振動モードの節を強制
外力ｆがｘ軸と直交する点（ｌ，０，０）に位置
させるようにすると、エンジンはω₁だけで共振
をおこすようになり、この時の回転振動の中心は
エンジンを自由支持した時の瞬間回転中心（−
k²／ｌ，０，０）に固定される。従つて１番目の固 有振動角速度ω₁がエンジンの常用回転速度範囲
外になるようにすれば、エンジン振動の支持体へ
の伝達を効果的に遮断できる。 なお以上はｌ≠０の場合について考えたが、ｌ
＝０すなわち強制外力ｆが重心Ｇに加わる場合に
は(11)式となる必要十分条件を求めるとｅ＝０とな
り、弾性中心を重心に一致させる必要がある。こ
の場合にはエンジンは非連成支持となり強制外力
ｆに対し上下方向の唯一の共振点（ω² _ZZ＝K_ZZ／
ｍ）を持つことが解る。 従つてｌ≠０の場合においては(25)，(23)式よ
り ω² ₁＜K_ZZ／ｍ＝ω² _ZZ となり、ω₁は非連成支持時の固有振動角速度ω_ZZ
より小さくなる。このため防振構造上極めて有利
になる。 第４図はこの発明を自動二輪車に適用した一実
施例を示す側面図、第５図はその−線断面図
である。これらの図において符号１０はエンジン
支持体としてのバツクボーン型フレームであり、
プレス成形した左右一対の鋼板を溶着することに
より略Ｔ字形に形成されている。１２はこのフレ
ーム１０の略中央から下方へ延びる垂下部であ
り、この垂下部１２にはリヤアーム１４の前端部
が上下に揺動可能に軸支されている。１６はこの
リヤアーム１４の後端部に軸支された後輪、１８
はクツシヨンユニツト、２０は前輪、２２は燃料
タンク、２４はシート、また２６は後輪駆動チエ
ーンである。 ３０はエンジンであり、このエンジン３０は例
えば単気筒などのように往復部分の慣性力が主要
な周期的強制外力ｆとなつている。このエンジン
３０は上下各２枚の板ばね３２．３２，３４．３
４によつて、弾性的に取付けられている。すなわ
ち、エンジン３０の後端部と前記フレーム１０の
垂下部１２との間が、４枚の板ばねにより連結さ
れ、この板ばね３２．３２，３４．３４は前記(11)
式を満足すると共に、１番目の固有振動角速度
ω₁がエンジンの常用回転速度範囲外となるよう
にその復元係数Ｋが決められている。なおこの発
明によればエンジン３０はｘ−ｚ平面内でのみ振
動し、しかもその時の第１および第２の振動モー
ドの節は（−k²／ｌ，０，０）および（ｌ，０，０） となるから、エンジン３０を弾性支持する弾性体
はこれらの振動だけを許容すればよい。従つてこ
の第４，５図の実施例のように弾性体として板ば
ね３２，３４を用いれば、板ばねの性質により復
元係数Ｋの上下方向成分K_ZZを小さくまた他方向
成分を非常に大きくすることが容易である。その
結果チエーン２６の駆動反力等がエンジン３０に
作用しても、エンジン３０の振動は有効に防ぐこ
とができる。すなわちエンジン３０の“踊り”が
小さい。 第６図はこの発明の他の実施例を示す側面図、
第７図はその−線断面図、第８図は第７図に
おける−線断面図である。この実施例では弾
性体として４個のトーシヨンゴム４０，４０，４
０，４０を備えるものである。すなわちエンジン
３０の後端部は略水平の上リンク４２と下リンク
４４によつてフレーム１０の垂下部１２に取付け
られる一方、この各リンク４２，４４のエンジン
３０側軸支部にトーシヨンゴム４０が介在する。
上リンク４２は第７，８図に示すように左右一対
のリンク板４６，４８と、この両リンク板４６，
４８の後端を垂下部１２に回動自在に軸支する軸
５０と、両リンク板４６，４８の前端をトーシヨ
ンゴム４０の内筒５２，５２に固定する軸５４
と、両リンク板４６，４８を互いに一体的に連結
する連結棒５６とを有する。なお内筒５２，５２
は断面四角の孔が形成される一方、軸５４の両端
も断面四角に形成され、この軸５４の両端をこの
内筒５２，５２を貫通させた後、この軸５４の両
端にリンク板４６，４８を嵌合し固定している。
下リンク４４も上リンク４２と同様に構成されて
いる。また各リンク４２，４４の長さおよび各ト
ーシヨンゴム４０の復元係数Ｋは前記(11)式を満足
しかつω₁がエンジンの常用回転速度範囲外にな
るように決められていることは勿論である。 この実施例によればリンク４２，４４を用いた
ので、エンジン３０の上下方向以外の方向への移
動量を非常に少なくすることができ、チエーン２
６（第４図参照）の反力によるエンジン３０の
“踊り”を非常に小さくできる。 第９図はこの発明のさらに他の実施例を示す側
面図であり、この実施例は３個のリンク６０，６
２，６４と各リンク６０，６２，６４のエンジン
３０側軸支部に介在させたトーシヨンゴム６６，
６８，７０とによつて、エンジン３０を懸架する
ようにしたものである。すなわちこの実施例では
クレードル型フレーム７２を備え、そのシートピ
ラー７４の略垂直な部分とエンジン３０後端部と
の間が、前記第６，７，８図の上・下リンク４
２，４４と全く同様に構成されたリンク６０，６
２で、またダウンチユーブ７６とエンジン３０前
端部との間がリンク６４で連結されている。 従つてエンジン３０は上下方向に振動し易くす
る一方、他の方向へは第６，７，８図の実施例よ
りも振動しにくくすることができ、チエーン２６
の駆動反力によるエンジン３０の“踊り”は一層
少なくなる。 以上の各実施例はいずれも自動二輪車にこの発
明を適用したものであるが、前記した一定の条件
を充足するエンジンであれば適用可能なことは勿
論である。 この発明は以上のように、上下方向の慣性力が
主要な周期的強制外力となるエンジンにおいて、
弾性主軸がエンジン重心に対して強制外力の反対
側でかつこの強制外力の作用線と平行となるよう
にエンジンを弾性支持して、エンジン振動をエン
ジン重心の上下振動と、この重心を通りエンジン
重心と強制外力とを含む平面に垂直な軸回りの回
転運動との２自由度振動とし、さらに弾性体の復
元係数は一方の固有振動モードの節を強制外力の
作用線上に位置させると共に他の固有振動モード
の振動数をエンジンの常用回転速度範囲外にする
ように決めたので、エンジンは瞬間回転中心を節
とする１番目の固有振動モードでのみ振動するよ
うになり、しかも共振角速度は１番目の固有振動
角速度ω₁だけとなる。このω₁は常用回転速度範
囲外になるようにしたから、結局エンジンの常用
回転速度範囲内には共振点は無くなるから、支持
体への振動伝達を有効に遮断することができる。 またエンジンは１つの振動だけを許容するよう
に懸架すればよいので、略上下方向以外の方向の
復元係数を非常に大きくすることができ、その結
果エンジンの駆動反力等によるエンジンの“踊
り”は非常に小さくすることができる。[0] -ω ² m 0 0 mk ² +K _ZZ K _Z θ K _Z KθθZ Θ =0 0 ...(3) The eigenvalue (natural vibration angular velocity) of this equation (3) is ω ₁ ,
ω ₂ and the eigenvectors (natural vibration modes) are U ¹ _Z U ¹ 〓, U ² _Z U ² 〓. Here, U ² _Z and U ² 〓 indicate the second vibration mode. When ω ₁ ≠ ω ₂ , the following orthogonality condition holds true due to the properties of the eigenvectors. [U ¹ _Z U ¹ 〓] m 0 0 mk ² U ² _Z U ² 〓=0 …(4) [U ¹ _Z U ¹ 〓]K _ZZ K _Z θ K _Z θ KθθU ² _Z U ² _Z = 0… (5) On the other hand, when each component K _ZZ ^, K _Z ^{, K} do. K _ZZ = K ^* _Z K _Z 〓=−eK ^* _Z K〓〓=K ^* 〓+e ² K ^* _Z …(6) Here, the * mark indicates the restoring coefficient after conversion to the elastic principal axis. Since K _ZZ ≠0, according to equation (6), K _Z 〓/K _ZZ = −e …(7) Also, since K ^* _Z ≠0, if we set K〓 ^* /K _Z ^* ≡P ² , then K〓〓 /K _ZZ =P ² +e ² …(8) Since m≠0, dividing equation (4) by m gives [U ¹ _Z U ¹ 〓]1 0 0 k ² U ² _Z U ² 〓=0 (9 ) Furthermore, by dividing both sides of equation (5) by K _ZZ and using equations (7) and (8), equation (5) becomes as follows. [U ¹ _Z U ¹ 〓] 1 −e −e P ² +e ² U ² _Z U ² 〓=0 …(10) Next, the eigenvector U ² _Z which is the solution of equations (9) and (10),
When U ² 〓 is ω ₁ ≠ ω ₂ Find the conditions such that . That is, a condition is determined in which the node of the second natural vibration mode coincides with the point (l, 0, 0) where the line of action of the forced external force f intersects the x-axis, and this natural vibration mode is orthogonal to the forced external force f. Note that when this condition is met, resonance occurs only at ω ₁ ,
Moreover, as will be described later, it will become clear that the nodes of the vibration mode at this time are fixed. Assuming that equation (11) holds true, equation (9) becomes Substituting equations (11) and (12) into equation (10), [k ² −l] 1 −e −e P ² +e ² l I=0 ∴P ² = (k ² +le) (le−e) /l...(13) must hold. Note that l≠0 here. On the other hand, according to equations (9) and (10), [U ¹ _Z U ₁ 〓0 e−e k ² −P ² −e ² U ² _Z U ² 〓=0 …(14) holds, so conversely, ( 13) When the formula holds,
Substituting equation (13) into equation (14), [U ¹ _Z U ¹ 〓]O ee e/lU ² _Z U ² 〓=0...(15) must hold. Also, since the z component and the θ component are coupled, K _Z 〓≠0 ∴e≠0 (∵(7) equation), so the equation (15) becomes as follows. [U ¹ _Z U ¹ 〓]0 1 1 k ² -1 ² /lU ² _Z U ² 〓＝0 ∴U ¹ _Z U ² 〓＋U ¹ 〓U ² _Z ＋k ² −l ₂ /lU ¹ 〓U ² 〓 =0 From now on, the linearly independent eigenvectors are It is understood that when equation (13) finally holds true,
Equation (11) always holds true. In other words, it has become clear that the necessary and sufficient condition for equation (11) to always hold is equation (13). On the other hand, in the equation of motion of a two-degree-of-freedom system, its eigenvalue ωr (r=1, 2) can generally be found from the orthogonality condition of the eigenvectors as ωr ² =k _r /m _r (16). Here m _r is the equivalent mass,
k _r is equivalent stiffness, and is expressed by the following equations. mr＝[U ^r _Z U ^r 〓]m 0 0 mk ² U ^r _Z U ^r 〓 …(17) kr＝[U ^r _Z U ^r 〓]K _Z θ Kθθ K _ZZ K _Z θU ^r _Z U ^r 〓 … (18) Therefore, by substituting equations (12) and (11) into equation (17), m ₁ = k ² (k ² + l ² )/k ⁴ + l ² m …(19) m ₂ = k ² +l ² /1 + l ² m ...(20) Similarly, by substituting equations (12) and (11) into equation (18) and using equation (13), k ₁ = (k ² + l ² ) (k ² + le) /k ⁴ +l ² K _ZZ …(21) k ₂ = (le-e) (k ² + l ² )/l (1 + l ² ) K _ZZ …(22
) By applying equations (19) to (22) to equation (16), ω ₁ ² = k ² + le/k ²・K _ZZ /m …(23) ω ₂ ² = l−e/l・K _ZZ /m …(24) Now if ω ₁ <ω ₂ , then from equations (23) and (24) k ² +le/k ² <l−e/l ∴e/l<0…(25) That is, l and e have different signs, and the point where the forced external force f acts (l, 0, 0) and the elastic center (e, 0,
0) must exist on opposite sides of the center of gravity G (origin of the stationary coordinate system) in order to satisfy the condition of equation (11). On the other hand, the general solution to equation (2) above is The following can be derived from the orthogonality condition of the eigenvectors. Substituting equations (21) to (24) into this equation and rearranging it, we get Z θ=F (k ² + l ² )/m ₁ (k ⁴ + l ² ) (ω ₁ ² −ω ² )・k ² − l ...(26) Equation (26) shows that it resonates only when ω = ω ₁ , and furthermore, Equation (26) must hold for all ω, so Z: Θ = k ² : − l...(27) must hold. Equation (27) is also
When θ is a small angle, the vibration mode node becomes (−
k ² /l, 0, 0). Note that this point (-k ² /l, 0, 0) also serves as the instantaneous center of rotation when the engine is freely supported. FIG. 2 shows the shape of the first natural vibration mode, and FIG. 3 shows the shape of the second natural vibration mode. From the above, if the node of the second natural vibration mode is located at the point (l, 0, 0) where the forced external force f is perpendicular to the x-axis, the engine will resonate only at ω ₁ , and this The center of rotational vibration at time is the instantaneous center of rotation when the engine is freely supported (−
k ² /l, 0, 0). Therefore, by setting the first natural vibration angular velocity ω ₁ to be outside the engine's normal rotational speed range, transmission of engine vibration to the support body can be effectively blocked. In addition, above we considered the case where l≠0, but l
= 0, that is, when the forced external force f is applied to the center of gravity G, the necessary and sufficient condition of equation (11) is found to be e = 0, and it is necessary to align the elastic center with the center of gravity. In this case, the engine is supported in a non-coupled manner, and there is only one resonance point in the vertical direction (ω ² _ZZ = K _ZZ /
m). Therefore, in the case of l≠0, from equations (25) and (23), ω ² ₁ <K _ZZ /m=ω ² _ZZ , and ω ₁ is the natural vibration angular velocity ω _ZZ during uncoupled support.
become smaller. This is extremely advantageous in terms of vibration-proof structure. FIG. 4 is a side view showing an embodiment in which the present invention is applied to a motorcycle, and FIG. 5 is a cross-sectional view taken along the line -2. In these figures, the reference numeral 10 is a backbone type frame as an engine support.
It is formed into a substantially T-shape by welding a pair of press-formed left and right steel plates. Reference numeral 12 denotes a hanging portion extending downward from approximately the center of the frame 10, and a front end portion of a rear arm 14 is pivotally supported on the hanging portion 12 so as to be able to swing up and down. 16 is a rear wheel pivotally supported at the rear end of this rear arm 14;
20 is a front wheel, 22 is a fuel tank, 24 is a seat, and 26 is a rear wheel drive chain. Reference numeral 30 denotes an engine, and the engine 30 is, for example, a single-cylinder engine, in which the inertial force of the reciprocating portion serves as the main periodic forced external force f. This engine 30 has two upper and lower leaf springs 32.32, 34.3.
4, it is elastically attached. That is, the rear end of the engine 30 and the hanging portion 12 of the frame 10 are connected by four leaf springs, and the leaf springs 32, 32, 34, 34 are
The restoration coefficient K is determined so that the formula is satisfied and the first natural vibration angular velocity ω ₁ is outside the normal rotational speed range of the engine. According to this invention, the engine 30 vibrates only in the xz plane, and the nodes of the first and second vibration modes at that time are (-k ² /l,0,0) and (l,0, 0), the elastic body that elastically supports the engine 30 only needs to tolerate these vibrations. Therefore, if leaf springs 32 and 34 are used as the elastic bodies as in the embodiment shown in FIGS. 4 and 5, the vertical component K _ZZ of the coefficient of restoration K can be made small and the other direction component can be made very large due to the properties of the leaf springs. It is easy to do. As a result, even if the drive reaction force of the chain 26 or the like acts on the engine 30, vibration of the engine 30 can be effectively prevented. In other words, the "dancing" of the engine 30 is small. FIG. 6 is a side view showing another embodiment of the invention;
FIG. 7 is a sectional view taken along the - line, and FIG. 8 is a sectional view taken along the - line in FIG. In this embodiment, four torsion rubbers 40, 40, 4 are used as elastic bodies.
0.40. That is, the rear end portion of the engine 30 is attached to the hanging portion 12 of the frame 10 by substantially horizontal upper links 42 and lower links 44, while torsion rubber 40 is interposed at the shaft support of each of the links 42 and 44 on the engine 30 side. .
As shown in FIGS. 7 and 8, the upper link 42 includes a pair of left and right link plates 46, 48, and both link plates 46,
A shaft 50 rotatably supports the rear end of the link plate 48 on the hanging portion 12, and a shaft 54 that fixes the front ends of both link plates 46, 48 to the inner cylinders 52, 52 of the torsion rubber 40.
and a connecting rod 56 that integrally connects both link plates 46, 48 to each other. In addition, the inner cylinders 52, 52
A hole with a square cross section is formed, while both ends of the shaft 54 are also formed with a square cross section.After passing both ends of the shaft 54 through the inner cylinders 52, 52, a link plate 46, 48 is fitted and fixed.
The lower link 44 is also configured similarly to the upper link 42. It goes without saying that the length of each link 42, 44 and the coefficient of restoration K of each torsion rubber 40 are determined so as to satisfy the above equation (11) and so that ω ₁ is outside the normal rotational speed range of the engine. . According to this embodiment, since the links 42 and 44 are used, the amount of movement of the engine 30 in directions other than the vertical direction can be extremely reduced, and the chain 2
6 (see FIG. 4), the "dancing" of the engine 30 due to the reaction force can be made very small. FIG. 9 is a side view showing still another embodiment of the present invention, in which three links 60, 6
2, 64 and a torsion rubber 66 interposed between the engine 30 side shaft support of each link 60, 62, 64,
68 and 70, the engine 30 is suspended. That is, in this embodiment, a cradle type frame 72 is provided, and the upper and lower links 4 in FIGS.
Links 60, 6 configured in exactly the same way as 2, 44
2, the down tube 76 and the front end of the engine 30 are also connected by a link 64. Therefore, the engine 30 can be made to vibrate easily in the vertical direction, while being made less likely to vibrate in other directions than in the embodiments shown in FIGS. 6, 7, and 8.
The "dancing" of the engine 30 due to the drive reaction force is further reduced. In each of the embodiments described above, the present invention is applied to a motorcycle, but it goes without saying that the present invention can be applied to any engine that satisfies the above-mentioned certain conditions. As described above, this invention applies to an engine in which vertical inertia force is the main periodic forced external force.
The engine is elastically supported so that the elastic principal axis is on the opposite side of the engine's center of gravity and parallel to the line of action of this forced external force, and the engine vibration is transferred to the vertical vibration of the engine's center of gravity and the engine's center of gravity through this center of gravity. and a rotational motion around an axis perpendicular to the plane containing the forced external force, and the restoring coefficient of the elastic body is such that the node of one natural vibration mode is located on the line of action of the forced external force, and the other natural vibration mode is located on the line of action of the forced external force. Since we decided to set the frequency of the vibration mode outside the engine's normal rotational speed range, the engine will vibrate only in the first natural vibration mode with the instantaneous center of rotation as a node, and the resonance angular velocity will be at the first The natural vibration angular velocity ω ₁ is the only value. Since this ω ₁ is made to be outside the normal rotational speed range, there is no resonance point within the normal rotational speed range of the engine, so it is possible to effectively block vibration transmission to the support body. In addition, since the engine only needs to be suspended so as to tolerate only one vibration, the coefficient of restoration in directions other than the vertical direction can be made very large, resulting in the "dancing" of the engine due to the engine's drive reaction force, etc. can be made very small.

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

第１図はこの発明の原理を説明するためのエン
ジンの側面図、第２図と第３図はその１番目と２
番目の振動モードを示す図、第４図はこの発明の
一実施例の側面図、第５図はその−線断面
図、第６図は他の実施例の側面図、第７図はその
−線断面図、第８図は第７図における−
線断面図、また第９図はさらに他の実施例の側面
図である。 ３０……エンジン、３２，３４……弾性体とし
ての板ばね、４０，６６，６８，７０……弾性体
としてのトーシヨンゴム、ｆ……強制外力、Ｇ…
…重心、Z^*……弾性主軸、Ｋ……復元係数。 Figure 1 is a side view of the engine for explaining the principle of this invention, Figures 2 and 3 are the first and second views.
FIG. 4 is a side view of one embodiment of the present invention, FIG. 5 is a sectional view taken along the - line, FIG. 6 is a side view of another embodiment, and FIG. 7 is a side view of one embodiment of the present invention. Line sectional view, Figure 8 is - in Figure 7
A line sectional view, and FIG. 9 is a side view of still another embodiment. 30... Engine, 32, 34... Leaf spring as an elastic body, 40, 66, 68, 70... Torsion rubber as an elastic body, f... Forced external force, G...
...center of gravity, Z ^* ... principal axis of elasticity, K ... coefficient of restoration.

Claims (1)

【特許請求の範囲】 １ 往復部分の上下方向の慣性力が主要な周期的
強制外力となるエンジンを、弾性体によつて弾性
支持する懸架構造において、 前記弾性体は、その弾性主軸がエンジン重心と
前記強制外力とを含む平面上でエンジン重心に対
して前記強制外力の反対側に位置しかつこの強制
外力の作用線とほぼ平行となるように設定される
と共に、エンジン振動をエンジン重心の上下動と
前記平面に垂直でエンジン重心を通る軸回りの回
転とのほぼ２自由度振動とし、前記弾性体の復元
係数は一方の固有振動モードの節が前記強制外力
の作用線上に位置すると共に他の固有振動モード
の振動数がエンジンの常用回転速度範囲外になる
ように決められていることを特徴とするエンジン
の懸架構造。[Scope of Claims] 1. A suspension structure in which an elastic body elastically supports an engine whose main periodic forced external force is the vertical inertia force of a reciprocating part, wherein the elastic body has a principal axis of elasticity that is aligned with the center of gravity of the engine. It is located on the opposite side of the forced external force with respect to the center of gravity of the engine on a plane containing the forced external force and is set to be approximately parallel to the line of action of the forced external force, and is arranged so that the engine vibration is directed above and below the engine center of gravity. The coefficient of restoring of the elastic body is such that the node of one natural vibration mode is located on the line of action of the forced external force, and the other An engine suspension structure characterized in that the frequency of the natural vibration mode of the engine is determined to be outside the normal rotational speed range of the engine.