具有往复式滑块曲柄机构的机器以及用于设计具有往复式滑块曲柄机构的机器的方法与流程

本发明涉及具有往复式滑块曲柄机构的诸如内燃机、往复式泵或往复式气体压缩机等的机器(以下称为“往复式机器”)以及用于设计往复式机器的方法。

背景技术：

在诸如内燃机等的往复式机器中，通过诸如活塞等的往复运动部的运动产生惯性力。照惯例，在往复式机器中，诸如曲轴等的旋转运动部和平衡器轴被给予不平衡，从而产生与往复运动部的惯性力平衡的离心力，从而控制振动。

图11是示意性地示出包括所谓的双轴主平衡器的常规往复式发动机的图。发动机包括往复运动部570和旋转运动部530，其中，往复运动部570包括在气缸(未示出)中往复运动的活塞550、活塞销555和通过活塞销555连接到活塞550的连杆小端部560，并且旋转运动部530包括可旋转曲轴500和连接到曲轴500的曲柄销部556的连杆大端部565。发动机还包括布置在曲轴500前方的第一平衡器轴510和布置在曲轴500后方的第二平衡器轴520。第一平衡器轴510和第二平衡器轴520被构造成以与曲轴500相同的旋转速度并且在与曲轴500的旋转方向相反的旋转方向上旋转。曲轴500的轴线500c、第一平衡器轴510的轴线510c和第二平衡器轴520的轴线520c布置在同一平面p上。

现在，假定从曲轴500的轴向观察时，曲轴500的轴线500c是原点，从原点沿着气缸的中心线向活塞550延伸的轴线为y轴，与y轴垂直的轴线为x轴，并且从曲轴500的轴向观察时，曲轴500的旋转方向为正转方向，与曲轴500的旋转方向相反的方向是反转方向，并且假定：

lxb(fr)：第一平衡器轴510的轴线510c的x坐标值

lyb(fr)：第一平衡器轴510的轴线510c的y坐标值

lxb(rr)：第二平衡器轴520的轴线520c的x坐标值

lyb(rr)：第二平衡器轴520的轴线520c的y坐标值

γb(fr)：从曲轴500的轴向观察时连接在第一平衡器轴510的轴线510c与曲轴500的轴线500c之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(fr)/lxb(fr))

γb(rr)：从曲轴500的轴向观察时连接在第二平衡器轴520的轴线520c与曲轴500的轴线500c之间的直线在正转方向上与y轴的角度(＝γb(fr))

θcr：曲轴500在正转方向上的旋转角度(其中，假定当曲轴500的曲柄销部556在y轴上时θcr为0°)，

up：往复运动部570的不平衡量＝mp×r(其中，mp是往复运动部570的质量，并且r是曲柄半径)

ucr：旋转运动部530的不平衡量＝mcr×rcr(其中，mcr是旋转运动部530的质量，并且rcr是曲轴500的轴线500c与旋转运动部530的重心之间的距离)

αcr：当θcr＝0°时，旋转运动部530的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(fr)：第一平衡器轴510的不平衡量＝mb(fr)×rb(fr)(其中，mb(fr)是第一平衡器轴510的质量，并且rb(fr)是第一平衡器轴510的轴线510c与第一平衡器轴510的重心之间的距离)

αb(fr)：当θcr＝0°时，第一平衡器轴510的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(rr)：第二平衡器轴520的不平衡量＝mb(rr)×rb(rr)(其中，mb(rr)是第二平衡器轴520的质量，并且rb(rr)是第二平衡器轴520的轴线520c与第二平衡器轴520的重心之间的距离)

αb(rr)：当θcr＝0°时，第二平衡器轴520的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)。

在常规的往复式机器设计方法中，ucr、αcr、ub(fr)、ub(rr)、αb(fr)和αb(rr)设定为满足以下设定公式：

ucr＝up×0.5

αcr＝180°

ub(fr)＝up×0.5×(lxb(rr)/sinγb(rr))/{(lxb(rr)/sinγb(rr))-(lxb(fr)/sinγb(fr))}

αb(fr)＝180°

ub(rr)＝up×0.5×(lxb(fr)/sinγb(fr))/{(lxb(fr)/sinγb(fr))-(lxb(rr)/sinγb(rr))}

αb(rr)＝180°。

根据上述往复式机器和设计方法，往复运动部570的主惯性力、由旋转运动部530产生的离心力、由第一平衡器轴510产生的离心力以及由第二平衡器轴520产生的离心力相互平衡，这些力是由往复式机器的运转产生的。此外，由于主惯性力和离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。因此，能够高度控制由往复式机器的主惯性力和离心力引起的平移振动以及由力矩引起的旋转振动。

由于往复式机器的布局的限制等，在一些情况下难以将曲轴500的轴线500c、第一平衡器轴510的轴线510c和第二平衡器轴520的轴线520c布置在同一平面p上。例如，专利文献1公开了一种发动机，其中曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线没有布置在同一平面上。

引用列表

专利文献

[专利文献1]日本专利文献特开3-28544号公报

技术实现要素：

然而，没有用于设计往复式机器的第一平衡器轴和第二平衡器轴的常规方法，其中曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线没有布置在同一平面上，并且其中能够高度控制振动。利用常规的设计过程，往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力相互平衡，并且能够控制平移振动。然而，由于曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线没有布置在同一平面上，往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力在曲轴周围新产生力矩。利用常规的设计过程，无法控制力矩产生的旋转振动。也就是说，尽管能够控制平移振动，但是由于无法控制旋转振动，因此无法高度控制往复式机器的振动。

为了解决上述问题而作出本发明，本发明的目的在于提供一种往复式机器，其中曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线没有布置在同一平面上，并且其中能够高度控制平移振动和旋转振动。

根据本发明的往复式机器包括往复运动部、旋转运动部、第一平衡器轴和第二平衡器轴。往复运动部包括被构造成在气缸中往复运动的活塞、活塞销以及通过活塞销连接到活塞的连杆的小端部。旋转运动部包括具有曲柄销部的可旋转曲轴和连接到曲轴的曲柄销部的连杆的大端部。第一平衡器轴被构造成在与曲轴的旋转方向相反的旋转方向上以与曲轴的旋转速度相同的旋转速度与曲轴的旋转一起旋转。第二平衡器轴在从曲轴的轴向观察时相对于气缸的中心线布置在第一平衡器轴的相反侧，并且被构造成在与曲轴的旋转方向相反的旋转方向上以与曲轴的旋转速度相同的旋转速度与曲轴的旋转一起旋转。曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线没有布置在同一平面上。

根据本发明的用于设计往复式机器的方法是用于设计上述往复式机器的方法。

假定从曲轴的轴向观察时，曲轴的轴线是原点，从原点沿着气缸的中心线向活塞延伸的轴线为y轴，与y轴垂直的轴线为x轴，并且从曲轴的轴向观察时，曲轴的旋转方向为正转方向，与曲轴的旋转方向相反的方向是反转方向，并且假定：

lxb(fr)：第一平衡器轴的轴线的x坐标值

lyb(fr)：第一平衡器轴的轴线的y坐标值

lxb(rr)：第二平衡器轴的轴线的x坐标值

lyb(rr)：第二平衡器轴的轴线的y坐标值

β：从曲轴的轴向观察时连接在第一平衡器轴的轴线与第二平衡器轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan{(lyb(rr)-lyb(fr))/(lxb(rr)-lxb(fr))}

γb(fr)：从曲轴的轴向观察时连接在第一平衡器轴的轴线与曲轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(fr)/lxb(fr))

γb(rr)：从曲轴的轴向观察时连接在第二平衡器轴的轴线与曲轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(rr)/lxb(rr))

x'轴：在正转方向上从x轴倾斜β-90°的轴线

y'轴：在正转方向上从y轴倾斜β-90°的轴线

lx'b(fr)：第一平衡器轴的轴线的x'坐标值＝(lxb(fr)-lyb(fr)/tanβ)×sinβ

ly'b：第一平衡器轴和第二平衡器轴的轴线的y'坐标值＝(lxb(fr)+lyb(fr)×tanβ)×cosβ

lx'b(rr)：第二平衡器轴的轴线的x'坐标值＝(lxb(rr)-lyb(rr)/tanβ)×sinβ

θcr：曲轴在正转方向上的旋转角度(其中，假定当曲轴的曲柄销部在y轴上时θcr为0°)

up：往复运动部的不平衡量＝mp×r(其中，mp是往复运动部的质量，并且r是曲柄半径)

ucr：旋转运动部的不平衡量＝mcr×rcr(其中，mcr是旋转运动部的质量，并且rcr是曲轴的轴线与旋转运动部的重心之间的距离)

αcr：当θcr＝0°时，旋转运动部的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(fr)：第一平衡器轴的不平衡量＝mb(fr)×rb(fr)(其中，mb(fr)是第一平衡器轴的质量，并且rb(fr)是第一平衡器轴的轴线与第一平衡器轴的重心之间的距离)

u1b(fr)：当θcr＝0°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的y轴方向分量

u2b(fr)：当θcr＝0°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的x轴方向分量

αb(fr)：当θcr＝0°时，第一平衡器轴的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(rr)：第二平衡器轴的不平衡量＝mb(rr)×rb(rr)(其中，mb(rr)是第二平衡器轴的质量，并且rb(rr)是第二平衡器轴的轴线与第二平衡器轴的重心之间的距离)

u1b(rr)：当θcr＝0°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的y轴方向分量

u2b(rr)：当θcr＝0°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的x轴方向分量

αb(rr)：当θcr＝0°时，第二平衡器轴的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)。

往复式机器被构造成满足以下设定公式。在根据本发明的用于设计往复式机器的方法中，ucr、αcr、ub(fr)、ub(rr)、αb(fr)和αb(rr)设定为满足以下设定公式：

ucr＝up×0.5

αcr＝180°

ub(fr)＝{u1b(fr)²+u2b(fr)²}^1/2

u1b(fr)＝-up×0.5×{lx'b(rr)/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}

u2b(fr)＝-up×0.5×{ly'b/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}

αb(fr)＝180°-arctan(u2b(fr)/u1b(fr))

ub(rr)＝{u1b(rr)²+u2b(rr)²}^1/2

u1b(rr)＝-up×0.5×{lx'b(fr)/(lx'b(fr)-lx'b(rr))}

u2b(rr)＝-u2b(fr)

αb(rr)＝180°-arctan(u2b(rr)/u1b(rr))。

根据上述往复式机器和设计方法，在曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线没有布置在同一平面上的往复式机器中，往复运动部的主惯性力、旋转运动部产生的离心力、第一平衡器轴产生的离心力和第二平衡器轴产生的离心力相互平衡，这些力是由往复式机器运转产生的。此外，由于往复运动部的主惯性力的作用线、旋转运动部的离心力的作用线、第一平衡器轴的离心力的作用线和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。因此，能够高度控制由往复式机器的主惯性力和离心力引起的平移振动以及由力矩引起的旋转振动。

根据本发明的另一个往复式机器是上述往复式机器，其中，从曲轴的轴向观察时，气缸的中心线偏离曲轴的轴线。根据本发明的用于设计往复式机器的另一种方法是用于设计该另一个往复式机器的方法。

假定从曲轴的轴向观察时，曲轴的轴线是原点，从原点平行于气缸的中心线向活塞延伸的轴线为y轴，与y轴垂直的轴线为x轴，并且从曲轴的轴向观察时，曲轴的旋转方向为正转方向，与曲轴的旋转方向相反的方向是反转方向，并且假定：

lxb(fr)：第一平衡器轴的轴线的x坐标值

lyb(fr)：第一平衡器轴的轴线的y坐标值

lxb(rr)：第二平衡器轴的轴线的x坐标值

lyb(rr)：第二平衡器轴的轴线的y坐标值

l：连杆和活塞之间的连接点与连杆和曲轴之间的连接点之间的距离

δ：气缸的偏移量

β：从曲轴的轴向观察时连接在第一平衡器轴的轴线与第二平衡器轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan{(lyb(rr)-lyb(fr))/(lxb(rr)-lxb(fr))}

γb(fr)：从曲轴的轴向观察时连接在第一平衡器轴的轴线与曲轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(fr)/lxb(fr))

γb(rr)：从曲轴的轴向观察时连接在第二平衡器轴的轴线与曲轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(rr)/lxb(rr))

x'轴：在正转方向上从x轴倾斜β-90°的轴线

y'轴：在正转方向上从y轴倾斜β-90°的轴线

lx'b(fr)：第一平衡器轴的轴线的x'坐标值＝(lxb(fr)-lyb(fr)/tanβ)×sinβ

ly'b：第一平衡器轴和第二平衡器轴的轴线的y'坐标值＝(lxb(fr)+lyb(fr)×tanβ)×cosβ

lx'b(rr)：第二平衡器轴的轴线的x'坐标值＝(lxb(rr)-lyb(rr)/tanβ)×sinβ

θcr：曲轴在正转方向上的旋转角度(其中，假定当曲轴的曲柄销部在y轴上时θcr为0°)

up：往复运动部的不平衡量＝mp×r(其中，mp是往复运动部的质量，并且r是曲柄半径)

ucr：旋转运动部的不平衡量＝mcr×rcr(其中，mcr是旋转运动部的质量，并且rcr是曲轴的轴线与旋转运动部的重心之间的距离)

αcr：当θcr＝arctan(δ/l)°时，旋转运动部的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(fr)：第一平衡器轴的不平衡量＝mb(fr)×rb(fr)(其中，mb(fr)是第一平衡器轴的质量，并且rb(fr)是第一平衡器轴的轴线与第一平衡器轴的重心之间的距离)

u1b(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的y轴方向分量1

u2b(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的x轴方向分量1

u3b(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的y轴方向分量2

u4b(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的x轴方向分量2

αb(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(rr)：第二平衡器轴的不平衡量＝mb(rr)×rb(rr)(其中，mb(rr)是第二平衡器轴的质量，并且rb(rr)是第二平衡器轴的轴线与第二平衡器轴的重心之间的距离)

u1b(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的y轴方向分量1

u2b(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的x轴方向分量1

u3b(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的y轴方向分量2

u4b(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的x轴方向分量2

αb(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)。

根据本发明的另一个往复式机器被构造成满足以下设定公式。在根据本发明的用于设计另一个往复式机器的方法中，ucr、αcr、ub(fr)、ub(rr)、αb(fr)和αb(rr)设定为满足以下设定公式：

ucr＝up×0.5×{1+(δ/l)²}^1/2

αcr＝180°-arctan(δ/l)

ub(fr)＝{(u1b(fr)+u3b(fr))²+(u2b(fr)+u4b(fr))²}^1/2

u1b(fr)＝-up×0.5×{lx'b(rr)/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}×{1+(δ/l)²}^1/2

u2b(fr)＝-up×0.5×{ly'b/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}×{1+(δ/l)²}^1/2

u3b(fr)＝-up×{δ/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}×sinβ×{1+(δ/l)²}^1/2

u4b(fr)＝-up×{δ/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}×cosβ×{1+(δ/l)²}^1/2

αb(fr)＝180°-arctan{(u2b(fr)+u4b(fr))/(u1b(fr)+u3b(fr))}+arctan(δ/l)

ub(rr)＝{(u1b(rr)+u3b(rr))²+(u2b(rr)+u4b(rr))²}^1/2

u1b(rr)＝-up×0.5×{lx'b(fr)/(lx'b(fr)-lx'b(rr))}×{1+(δ/l)²}^1/2

u2b(rr)＝-u2b(fr)

u3b(rr)＝-u3b(fr)

u4b(rr)＝-u4b(fr)

αb(rr)＝180°-arctan{(u2b(rr)+u4b(rr))/(u1b(rr)+u3b(rr))}+arctan(δ/l)。

根据上述往复式机器和设计方法，在曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线没有布置在同一平面上并且气缸的中心线偏离曲轴的轴线的往复式机器中，往复运动部的主惯性力、旋转运动部产生的离心力、第一平衡器轴产生的离心力和第二平衡器轴产生的离心力相互平衡，这些力是由往复式机器运转产生的。此外，由于往复运动部的主惯性力的作用线、旋转运动部的离心力的作用线、第一平衡器轴的离心力的作用线和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。因此，能够高度控制由往复式机器的主惯性力和离心力引起的平移振动以及由力矩引起的旋转振动。

根据本发明的一个实施例，往复式机器是多缸内燃机，其中，每个气缸被构造成满足上述设定公式。

根据上述实施例，由于对每个气缸进行振动控制，所以能够在不特别考虑气缸之间的关系的情况下控制内燃机的整体振动。

根据本发明的另一实施例，往复式机器是安装在摩托车上的内燃机。

根据上述实施例，由于曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线不需要布置在同一平面上，因此对内燃机的布置几乎没有限制。第一平衡器轴和第二平衡器轴可以相对自由地布置。例如，第一平衡器轴和第二平衡器轴可以布置成使内燃机紧凑。用于摩托车的内燃机需要具有高度紧凑性。因此，上述内燃机可以理想地用作摩托车的内燃机。

根据本发明的另一实施例，曲轴、第一平衡器轴和第二平衡器轴均在摩托车的车宽方向上延伸，第一平衡器轴设置在曲轴的前方并且第二平衡器轴设置在曲轴的后方。

根据上述实施例，能够得到适合作为摩托车的内燃机的内燃机。

根据本发明的另一实施例，机器包括在车宽方向上延伸并联接到曲轴的主轴，以及在车宽方向上延伸并经由变速器联接到主轴的驱动轴。驱动轴的轴线布置在曲轴的轴线的后方。主轴的轴线布置在曲轴的轴线的后方和上方以及驱动轴的轴线的前方和上方。第一平衡器轴的轴线布置在曲轴的轴线的前方和下方。第二平衡器轴的轴线布置在曲轴的轴线的后方和上方以及主轴的轴线的前方。

根据上述实施例，如上所述地布置曲轴、主轴、驱动轴、第一平衡器轴和第二平衡器轴，并且因此能够使内燃机紧凑。

根据本发明，在曲轴的轴线、第一平衡器轴的轴线和第二平衡器轴的轴线没有布置在同一平面上的往复式机器中，能够高度控制由往复式机器的运转产生的平移振动和旋转振动。

附图说明

图1是根据本发明的实施例的包括作为往复式机器的发动机的摩托车的侧视图。

图2是发动机的剖视图。

图3是示意性地示出发动机的侧视图。

图4是示出发动机的内部结构的一部分的剖视图。

图5是示出第一实施例中使用的符号的图。

图6是示出第一实施例的一个操作状态的图。

图7是示出第一实施例的另一操作状态的图。

图8是示出第二实施例中使用的符号的图。

图9是示出示例1的仿真结果的表。

图10是示出示例2的仿真结果的表。

图11是示意性地示出常规发动机的图。

具体实施方式

(第一实施例)

现在将描述本发明的实施例。本实施例的往复式机器是安装在车辆上的车辆发动机。尽管对车辆的类型没有特别限制，但以跨骑式车辆为例。跨骑式车辆是乘客跨骑的车辆。如图1所示，本实施例的跨骑式车辆是摩托车1。摩托车1的类型没有特别限制，摩托车可以是速可达式、助力式、越野式或者公路式摩托车。跨骑式车辆不限于摩托车，还可以是atv(allterrainvehicle，全地形车辆)、四轮小汽车等。注意，本发明的往复式机器不限于车辆发动机。本发明可应用于具有往复式滑块曲柄机构的诸如内燃机、往复式泵或往复式气体压缩机等的任何机器。

除非另有说明，以下描述中使用的前、后、左、右、上、下都是指从坐在摩托车1的座位2上的乘客观察时的这些方向。术语上、下是指在摩托车1在水平面上静止时竖直方向上的这些方向。图中使用的符号fr、rr、l、r、up和dn分别指前、后、左、右、上、下。

如图1所示，摩托车1包括头管3、固定在头管3上的车身框架4、前轮5和后轮6。燃料箱7布置在头管3的后方。座位2设置在燃料箱7的后方。后臂9的前端部经由枢轴8与车身框架4的后部连接。后轮6可旋转地支撑在后臂9的后端部上。

摩托车1包括作为示例往复式机器的发动机10。发动机10不可摆动地支撑在车身框架4上。发动机10包括曲轴箱11、从曲轴箱11向上延伸的气缸体12、连接到气缸体12的顶部的气缸盖13和连接到气缸盖13的顶部的气缸盖罩14。油盘15布置在曲轴箱11的下方。

如图2所示，曲轴cr布置在曲轴箱11内。曲轴cr在车辆的左右方向上延伸。换句话说，曲轴cr在车宽方向上延伸。第一气缸21和第二气缸22设置在气缸体12的内部。第一气缸21和第二气缸22从曲轴箱11的前部向上延伸。活塞23容纳在第一气缸21和第二气缸22的每一个中。每个活塞23通过连杆24连接到曲轴cr。作为连杆24的一个端部的小端部24a通过活塞销35连接到活塞23。曲轴cr包括曲柄销部20a，并且作为连杆24的另一个端部的大端部24b连接到曲柄销部20a。本实施例的发动机10是包括两个气缸21和22的双缸发动机。然而，发动机10可以是包括一个气缸的单缸发动机。发动机10可以是包括三个或更多个气缸的多缸发动机。活塞23的上表面、气缸21和22的内周面以及气缸盖13的凹部26一起限定燃烧室25。

离合器27和变速器28布置在曲轴箱11的内部。离合器27联接到主轴29。变速器28包括设置在主轴29上的多个齿轮31和设置在驱动轴30上的多个齿轮32。主轴29和驱动轴30在车辆左右方向上延伸。

图3是从车辆侧部观察时的发动机10的示意图。如图3所示，主轴29和驱动轴30布置在曲轴cr的后方。主轴29的轴线29c布置在驱动轴30的轴线30c的上方。主轴29的轴线29c布置在驱动轴30的轴线30c的前方。发动机10包括第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)。第一平衡器轴b(fr)的轴线c1布置在第二平衡器轴b(rr)的轴线c2的前方。第一平衡器轴b(fr)的轴线c1布置在第二平衡器轴b(rr)的轴线c2的下方。曲轴cr的轴线c0布置在第一平衡器轴b(fr)的轴线c1的后方，第二平衡器轴b(rr)的轴线c2的前方。曲轴cr的轴线c0布置在第一平衡器轴b(fr)的轴线c1的上方和第二平衡器轴b(rr)的轴线c2的下方。包含曲轴cr的轴线c0和第一平衡器轴b(fr)的轴线c1的平面p1以及包含曲轴cr的轴线c0和第二平衡器轴b(rr)的轴线c2的平面p2互相交叉。平面p1和平面p2是彼此不同的平面。曲轴cr的轴线c0、第一平衡器轴b(fr)的轴线c1和第二平衡器轴b(rr)的轴线c2没有布置在同一平面上。

如图2所示，曲轴cr包括对应于两个活塞23的两组曲柄臂20w。如图4所示，第一平衡器轴b(fr)包括对应于两个活塞23的两个平衡器配重41w。第二平衡器轴b(rr)还包括对应于两个活塞23的两个平衡器配重42w。

(第一平衡器轴和第二平衡器轴的设置)

接下来，将描述用于设置第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)的方法。在下面的描述中，活塞23、活塞销35和连杆24的小端部24a将统称为“往复运动部”。曲轴cr和连杆24的大端部24b统称为“旋转运动部”。连杆24的小端部24a是指连杆24的连接到活塞23的端部。连杆24的大端部24b是指连杆24的与曲轴cr的曲柄销部20a连接的端部(参见图2)，即与小端部相反的端部24a。在本实施例中，对于每个气缸21、22来说，往复运动部、旋转运动部、第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)相互平衡。也就是说，对于第一气缸21，往复运动部、旋转运动部、第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)相互平衡。对于第二气缸22，往复运动部、旋转运动部、第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)相互平衡。鉴于此，下面的描述仅针对第一气缸21，并且将省略对第二气缸22的描述。

为了高度控制发动机10的平移振动和旋转振动，需要确保在曲轴cr的任意旋转角度上往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴b(rr)的离心力之间的平衡，并且确保由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴b(rr)的离心力的作用线之间的差异产生的力矩之间的平衡。

在下面的描述中将使用以下符号(参见图5)。假设从曲轴cr的轴向观察时，曲轴cr的轴线c0为原点，从原点平行于气缸21的中心线21l向活塞23延伸的轴线是y轴，并且与y轴垂直的轴线是x轴。假设从曲轴cr的轴向观察时，曲轴cr的旋转方向是正转方向，并且与曲轴cr的旋转方向相反的方向是反转方向。

p：往复运动部

cr：曲轴

b(fr)：第一平衡器轴

b(rr)：第二平衡器轴

lxb(fr)：第一平衡器轴的轴线的x坐标值

lyb(fr)：第一平衡器轴的轴线的y坐标值

lxb(rr)：第二平衡器轴的轴线的x坐标值

lyb(rr)：第二平衡器轴的轴线的y坐标值

β：从曲轴的轴向观察时连接在第一平衡器轴的轴线与第二平衡器轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan{(lyb(rr)-lyb(fr))/(lxb(rr)-lxb(fr))}

γb(fr)：从曲轴的轴向观察时连接在第一平衡器轴的轴线与曲轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(fr)/lxb(fr))

γb(rr)：从曲轴的轴向观察时连接在第二平衡器轴的轴线与曲轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(rr)/lxb(rr))

x'轴：在正转方向上从x轴倾斜β-90°的轴线

y'轴：在正转方向上从y轴倾斜β-90°的轴线

lx'b(fr)：第一平衡器轴的轴线的x'坐标值＝(lxb(fr)-lyb(fr)/tanβ)×sinβ

ly'b：第一平衡器轴和第二平衡器轴的轴线的y'坐标值＝(lxb(fr)+lyb(fr)×tanβ)×cosβ

lx'b(rr)：第二平衡器轴的轴线的x'坐标值＝(lxb(rr)-lyb(rr)/tanβ)×sinβ

θcr：曲轴在正转方向上的旋转角度(其中，假定当曲轴的曲柄销部在y轴上时θcr为0°)

up：往复运动部的不平衡量＝mp×r(其中，mp是往复运动部的质量，并且r是曲柄半径)

ucr：旋转运动部的不平衡量＝mcr×rcr(其中，mcr是旋转运动部的质量，并且rcr是曲轴的轴线与旋转运动部的重心之间的距离)

αcr：当θcr＝0°时，旋转运动部的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(fr)：第一平衡器轴的不平衡量＝mb(fr)×rb(fr)(其中，mb(fr)是第一平衡器轴的质量，并且rb(fr)是第一平衡器轴的轴线与第一平衡器轴的重心之间的距离)

u1b(fr)：当θcr＝0°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的y轴方向分量

u2b(fr)：当θcr＝0°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的x轴方向分量

αb(fr)：当θcr＝0°时，第一平衡器轴的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(rr)：第二平衡器轴的不平衡量＝mb(rr)×rb(rr)(其中，mb(rr)是第二平衡器轴的质量，并且rb(rr)是第二平衡器轴的轴线与第二平衡器轴的重心之间的距离)

u1b(rr)：当θcr＝0°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的y轴方向分量

u2b(rr)：当θcr＝0°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的x轴方向分量

αb(rr)：当θcr＝0°时，第二平衡器轴的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)。

这里，x'轴和y'轴是本发明人为下面将要描述的设计过程新引入的并且常规设计过程中没有使用的坐标。使用x'-y'坐标如下。

首先考虑这样一种状态，其中往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力之间的合力(以下称为“不平衡合力”)的方向是y'轴正向(参见图6)。注意，下面将不描述不平衡合力的方向为y'轴负向的状态，但下面的讨论同样适用于这种状态。

(1)在“ucr＝up×0.5”和“αcr＝180°”的情况下，当θcr＝a°时的不平衡合力的大小为up×0.5。其方向为-a°。

(2)根据上述(1)，不平衡合力的方向为-90°+β。也就是说，不平衡的合力作用在y'轴正向。另外，θcr＝450°-β。

(3)u1b(fr)、u1b(rr)是当θcr＝0°时第一平衡器轴、第二平衡器轴的不平衡量的y轴方向分量。因此，在这种状态下，由u1b(fr)、u1b(rr)引起的离心力的方向为-90°+β。注意，当u1b(fr)、u1b(rr)的符号为负时，离心力作用在y'轴负向上。

(4)u1b(fr)和u1b(rr)被设置为使得由u1b(fr)引起的离心力+由u1b(rr)引起的离心力＝-不平衡合力，并且使得u1b(fr)：u1b(rr)＝lx'b(rr)：-lx'b(fr)。

(5)根据上述(2)、(3)和(4)，不平衡合力、由u1b(fr)引起的离心力和由u1b(rr)引起的离心力相互平衡。此外，力矩也是相互平衡的。

(6)u2b(fr)、u2b(rr)是当θcr＝0°时第一平衡器轴、第二平衡器轴的不平衡量的x轴方向分量。因此，在这种状态下，由u2b(fr)、u2b(rr)引起的离心力的方向为180°+β。注意，当u2b(fr)、u2b(rr)的符号为负时，离心力作用在x'轴负向。

(7)u2b(fr)和u2b(rr)被设置为使得u2b(fr)＝-u2b(rr)(注意，下面将描述u2b(fr)和u2b(rr)的值)。

(8)根据上述(6)和(7)，在这种状态下由u2b(fr)引起的离心力和由u2b(rr)引起的离心力的作用线对齐在一条直线上，并且以相等的大小作用在相反方向上，因此它们互相抵消。

(9)根据上述(1)和(4)，u1b(rr)＝-up×0.5-u1b(fr)。

(10)根据上述(4)，u1b(rr)＝u1b(fr)×-lx'b(fr)/lx'b(rr)。

(11)将上述表达式(9)代入表达式(10)得到-up×0.5-u1b(fr)＝u1b(fr)×-lx'b(fr)/lx'b(rr)。这可以重新整理成u1b(fr)＝-up×0.5×{lx'b(rr)/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}。

(12)与上述(14)类似，u1b(rr)＝-up×0.5×{lx'b(fr)/(lx'b(fr)-lx'b(rr))}。

(13)因此，该状态为：发动机10的往复运动部的主惯性力、由旋转运动部产生的离心力、由第一平衡器轴产生的离心力和由第二平衡器轴产生的离心力相互平衡，并且由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。

接下来，考虑不平衡合力的方向为x'轴正向的状态(参见图7)。注意，下面将不描述不平衡合力的方向为x'轴负向的状态，但下面的讨论同样适用于这种状态。

(1)如上述情况那样，在“ucr＝up×0.5”和“αcr＝180°”的情况下，当θcr＝a°时的不平衡合力的大小为up×0.5。其方向为-a°。

(2)根据上述(1)，不平衡合力的方向为180°+β。也就是说，不平衡合力作用在x'轴正向上。此外，θcr＝180°-β。

(3)u1b(fr)、u1b(rr)是当θcr＝0°时第一平衡器轴、第二平衡器轴的不平衡量的y轴方向分量。因此，在这种状态下，由u1b(fr)、u1b(rr)引起的离心力的方向为180°+β。注意，当u1b(fr)、u1b(rr)的符号为负时，离心力作用在x'轴负向上。

(4)如上述情况那样，由u1b(fr)引起的离心力+由u1b(rr)引起的离心力＝-不平衡合力。

(5)根据上述(2)、(3)和(4)，不平衡合力、由u1b(fr)引起的离心力和由u1b(rr)引起的离心力相互平衡。然而，由于作用线没有对齐在一条直线上，因此力矩不相互平衡。

(6)u2b(fr)、u2b(rr)是当θcr＝0°时第一平衡器轴、第二平衡器轴的不平衡量的x轴方向分量。因此，在这种状态下，由u2b(fr)、u2b(rr)引起的离心力的方向为90°+β。注意，当u2b(fr)、u2b(rr)的符号为负时，离心力作用在y'轴正向上。

(7)如上述情况那样，u2b(rr)＝-u2b(fr)。

(8)根据上述(6)和(7)，在这种状态下由u2b(fr)引起的离心力和由u2b(rr)引起的离心力以相等的大小作用在相反的方向上，因此他们是相互平衡的。然而，由于作用线没有对齐在一条直线上，因此力矩不相互平衡。

(9)从原点到由u1b(fr)引起的离心力的作用线和由u1b(rr)引起的离心力的作用线的距离为ly'b。

(10)u2b(fr)和u2b(rr)被设置为使得u2b(fr)×lx'b(fr)+u2b(rr)×lx'b(rr)＝-u1b(fr)×ly'b-u1b(rr)×ly'b。

(11)根据上述(10)，由u1b(fr)引起的离心力的力矩、由u1b(rr)引起的离心力的力矩、由u2b(fr)引起的离心力的力矩以及由u2b(rr)引起的离心力的力矩相互平衡。

(12)根据上述(1)和(4)，u1b(fr)+u1b(rr)＝-up×0.5。

(13)将表达式(7)和(12)代入上面的表达式(10)中，得到u2b(fr)×lx'b(fr)-u2b(fr)×lx'b(rr)＝-up×0.5×ly'b。这可以重新整理成u2b(fr)＝-up×0.5×{ly'b/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}。

(14)因此，该状态为：发动机的往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力相互平衡，并且由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。

因此，不平衡合力的方向为y'轴和x'轴的方向的状态是这样的状态：发动机10的往复运动部的主惯性力、由旋转运动部产生的离心力、由第一平衡器轴产生的离心力和由第二平衡器轴产生的离心力相互平衡，并且由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。从以下将要讨论的仿真结果可以确认，同样地在除了该状态以外的状态下，往复运动部的主惯性力、由旋转运动部产生的离心力、由第一平衡器轴产生的离心力和由第二平衡器轴产生的离心力相互平衡，并且由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。

对于x轴方向，需要满足以下表达式(a)以便获得旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力之间的平衡：

fxcr+fxb(fr)+fxb(rr)＝0(a)

其中

fxcr：由旋转运动部在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的x方向分量＝ucr×sin(-θcr-αcr)×ω²

fxb(fr)：由第一平衡器轴在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的x方向分量＝ub(fr)×sin(θcr-αb(fr))×ω²

fxb(rr)：由第二平衡器轴在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的x方向分量＝ub(rr)×sin(θcr-αb(rr))×ω²

ω：曲轴的角速度。

对于y轴方向，需要满足以下表达式(b)以便获得往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力之间的平衡：

fp+fycr+fyb(fr)+fyb(rr)＝0(b)

其中

fp：往复运动部在曲轴的每个旋转角度的主惯性力＝up×cosθcr×ω²

fycr：由旋转运动部在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的y方向分量＝ucr×cos(-θcr-αcr)×ω²

fyb(fr)：由第一平衡器轴在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的y方向分量＝ub(fr)×cos(θcr-αb(fr))×ω²

fyb(rr)：由第二平衡器轴在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的y方向分量＝ub(rr)×cos(θcr-αb(rr))×ω²

需要满足以下表达式(c)以便获得由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩之间的平衡：

mxb(fr)+myb(fr)+mxb(rr)+myb(rr)＝0(c)

其中

mxb(fr)：第一平衡器轴在曲轴的每个旋转角度的离心力的x方向分量的力矩＝-fxb(fr)×lyb(fr)

myb(fr)：第一平衡器轴在曲轴的每个旋转角度的离心力的y方向分量的力矩＝fyb(fr)×lxb(fr)

mxb(rr)：第二平衡器轴在曲轴的每个旋转角度的离心力的x方向分量的力矩＝-fxb(rr)×lyb(rr)

myb(rr)：第二平衡器轴在曲轴的每个旋转角度的离心力的y方向分量的力矩＝fyb(rr)×lxb(rr)。

鉴于此，在本实施例中，决定将往复运动部、旋转运动部、第一平衡器轴和第二平衡器轴构造为满足以下设定公式。然后，满足表达式(a)至(c)。

ucr＝up×0.5

αcr＝180°

ub(fr)＝{u1b(fr)²+u2b(fr)²}^1/2

u1b(fr)＝-up×0.5×{lx'b(rr)/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}

u2b(fr)＝-up×0.5×{ly'b/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}

αb(fr)＝180°-arctan(u2b(fr)/u1b(fr))

ub(rr)＝{u1b(rr)²+u2b(rr)²}^1/2

u1b(rr)＝-up×0.5×{lx'b(fr)/(lx'b(fr)-lx'b(rr))}

u2b(rr)＝-u2b(fr)

αb(rr)＝180°-arctan(u2b(rr)/u1b(rr))。

(第一实施例的效果)

根据本实施例，即使曲轴cr的轴线c0、第一平衡器轴b(fr)的轴线c1和第二平衡器轴b(rr)的轴线c2没有布置在同一平面上(参见图3)，往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴b(rr)的离心力也相互平衡，并且由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴b(rr)的离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。因此，能够高度控制由发动机10的主惯性力和离心力引起的平移振动以及由力矩引起的旋转振动。

通过引入如上所述的x'-y'坐标，即使曲轴cr的轴线c0、第一平衡器轴b(fr)的轴线c1和第二平衡器轴b(rr)的轴线c2没有布置在同一平面上，也能够容易地设计第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)，使得往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴b(rr)的离心力保持相互平衡，并且由于作用线之间的差异产生的力矩保持相互平衡。

根据本实施例，对每个气缸控制振动。因此，虽然发动机10包括多个气缸，也能够通过对每个气缸执行上述设计过程期望地控制发动机10的整体振动。不需要特别考虑气缸之间的关系，因此能够易于控制发动机10的整体振动。

摩托车的发动机10需要具有高度紧凑性。为了使发动机10紧凑，在某些情况下需要采用一种结构使得曲轴cr的轴线c0、第一平衡器轴b(fr)的轴线c1和第二平衡器轴b(rr)的轴线c2不在同一平面上，如本实施例那样。然而，根据本实施例，即使采用这样的结构，也可以高度控制发动机10的主振动。上述设计方法对于实现紧凑的发动机10特别有用。

根据本实施例，曲轴cr、第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)各自沿车宽方向延伸。如图3所示，第一平衡器轴b(fr)布置在曲轴cr的前方，第二平衡器轴b(rr)布置在曲轴cr的后方。通过这样的结构，能够获得期望作为摩托车发动机的发动机10。

在本实施例的发动机10中，如图3所示，驱动轴30的轴线30c布置在曲轴cr的轴线c0的后方。主轴29的轴线29c布置在曲轴cr的轴线c0的后方和上方以及驱动轴30的轴线30c的前方和上方。第一平衡器轴b(fr)的轴线c1布置在曲轴cr的轴线c0的前方和下方。第二平衡器轴b(rr)的轴线c2布置在曲轴cr的轴线c0的后方和下方以及主轴29的轴线的前方。通过这样的结构，能够使发动机10紧凑。

第一平衡器轴b(fr)的轴线c1不在包含曲轴cr的轴线c0和第二平衡器轴b(rr)的轴线c2的平面p2中，而是位于平面p2的处于曲轴cr的轴线c0下方的部分的对角线前方和上方。因此，与第一平衡器轴b(fr)的轴线c1存在于平面p2中的情况相比，第一平衡器轴b(fr)能够布置在更上方。因此，可以减小发动机10在车辆上下方向上的尺寸。

(第二实施例)

利用第一实施例的发动机10，从曲轴cr的轴向观察(参见图3)时，气缸21和22的中心线21l和22l位于曲轴cr的轴线c0上。相反地，利用第二实施例的发动机10，从曲轴cr的轴向观察时，气缸21和22的中心线21l和22l不在曲轴cr的轴线c0上。也就是说，气缸21和22的中心线21l和22l偏离曲轴cr的轴线c0。

同样在本实施例中，对于每个气缸，往复运动部、旋转运动部、第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)相互平衡。在下面的描述中，将仅描述第一气缸21，并且将不描述第二气缸22。

同样在本实施例中，为了高度控制发动机10的平移振动和旋转振动，需要确保在曲轴cr的任意旋转角度上往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴b(rr)的离心力之间的平衡，并且确保由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴b(rr)的离心力的作用线之间的差异产生的力矩之间的平衡。

在下面的描述中将使用以下符号(参见图8)。假设从曲轴cr的轴向观察时，曲轴的轴线c0为原点，从原点平行于气缸21的中心线21l向活塞23延伸的轴线是y轴，并且与y轴垂直的轴线是x轴。假设从曲轴cr的轴向观察时，曲轴cr的旋转方向是正转方向，并且与曲轴cr的旋转方向相反的方向是反转方向。

p：往复运动部

cr：曲轴

b(fr)：第一平衡器轴

b(rr)：第二平衡器轴

lxb(fr)：第一平衡器轴的轴线的x坐标值

lyb(fr)：第一平衡器轴的轴线的y坐标值

lxb(rr)：第二平衡器轴的轴线的x坐标值

lyb(rr)：第二平衡器轴的轴线的y坐标值

l：活塞销的中心与曲柄销部的中心之间的距离

δ：气缸的偏移量(换句话说，从曲轴的轴线到气缸的中心线的距离)

β：从曲轴的轴向观察时连接在第一平衡器轴的轴线与第二平衡器轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan{(lyb(rr)-lyb(fr))/(lxb(rr)-lxb(fr))}

γb(fr)：从曲轴的轴向观察时连接在第一平衡器轴的轴线与曲轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(fr)/lxb(fr))

γb(rr)：从曲轴的轴向观察时连接在第二平衡器轴的轴线与曲轴的轴线之间的直线在正转方向上与y轴的角度＝90°+arctan(lyb(rr)/lxb(rr))

x'轴：在正转方向上从x轴倾斜β-90°的轴线

y'轴：在正转方向上从y轴倾斜β-90°的轴线

lx'b(fr)：第一平衡器轴的轴线的x'坐标值＝(lxb(fr)-lyb(fr)/tanβ)×sinβ

ly'b：第一平衡器轴和第二平衡器轴的轴线的y'坐标值＝(lxb(fr)+lyb(fr)×tanβ)×cosβ

lx'b(rr)：第二平衡器轴的轴线的x'坐标值＝(lxb(rr)-lyb(rr)/tanβ)×sinβ

θcr：曲轴在正转方向上的旋转角度(其中，假定当曲轴的曲柄销部在y轴上时θcr为0°)

up：往复运动部的不平衡量＝mp×r(其中，mp是往复运动部的质量，并且r是曲柄半径)

ucr：旋转运动部的不平衡量＝mcr×rcr(其中，mcr是旋转运动部的质量，并且rcr是曲轴的轴线与旋转运动部的重心之间的距离)

αcr：当θcr＝arctan(δ/l)°时，旋转运动部的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(fr)：第一平衡器轴的不平衡量＝mb(fr)×rb(fr)(其中，mb(fr)是第一平衡器轴的质量，并且rb(fr)是第一平衡器轴的轴线与第一平衡器轴的重心之间的距离)

u1b(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的y轴方向分量1

u2b(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的x轴方向分量1

u3b(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的y轴方向分量2

u4b(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡量(＝ub(fr))的x轴方向分量2

αb(fr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第一平衡器轴的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)

ub(rr)：第二平衡器轴的不平衡量＝mb(rr)×rb(rr)(其中，mb(rr)是第二平衡器轴的质量，并且rb(rr)是第二平衡器轴的轴线与第二平衡器轴的重心之间的距离)

u1b(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的y轴方向分量1

u2b(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的x轴方向分量1

u3b(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的y轴方向分量2

u4b(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡量(＝ub(rr))的x轴方向分量2

αb(rr)：当θcr＝arctan(δ/l)°时，第二平衡器轴的不平衡方向(在正转方向上与y轴的角度)。

对于x轴方向，需要满足以下表达式(a)以便获得旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力之间的平衡：

fxcr+fxb(fr)+fxb(rr)＝0(a)

其中

fxcr：由旋转运动部在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的x方向分量＝ucr×sin(-θcr-αcr)×ω²

fxb(fr)：由第一平衡器轴在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的x方向分量＝ub(fr)×sin(θcr-αb(fr))×ω²

fxb(rr)：由第二平衡器轴在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的x方向分量＝ub(rr)×sin(θcr-αb(rr))×ω²

ω：曲轴的角速度。

对于y轴方向，需要满足以下表达式(b)以便获得往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力之间的平衡：

fp+fycr+fyb(fr)+fyb(rr)＝0(b)

其中

fp：往复运动部在曲轴的每个旋转角度的主惯性力＝up×{1+(δ/l)²}^1/2×cos[θcr-{arctan(δ/l)}]×ω²

fycr：由旋转运动部在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的y方向分量＝ucr×cos(-θcr-αcr)×ω²

fyb(fr)：由第一平衡器轴在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的y方向分量＝ub(fr)×cos(θcr-αb(fr))×ω²

fyb(rr)：由第二平衡器轴在曲轴的每个旋转角度引起的离心力的y方向分量＝ub(rr)×cos(θcr-αb(rr))×ω²

需要满足以下表达式(c)以便获得由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴的离心力和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩之间的平衡：

mp+mxb(fr)+myb(fr)+mxb(rr)+myb(rr)＝0(c)

其中

mp：往复运动部在曲轴的每个旋转角度引起的力矩＝-fp×δ

mxb(fr)：第一平衡器轴在曲轴的每个旋转角度的离心力的x方向分量的力矩＝-fxb(fr)×lyb(fr)

myb(fr)：第一平衡器轴在曲轴的每个旋转角度的离心力的y方向分量的力矩＝fyb(fr)×lxb(fr)

mxb(rr)：第二平衡器轴在曲轴的每个旋转角度的离心力的x方向分量的力矩＝-fxb(rr)×lyb(rr)

myb(rr)：第二平衡器轴在曲轴的每个旋转角度的离心力的y方向分量的力矩＝fyb(rr)×lxb(rr)。

鉴于此，在本实施例中，决定将往复运动部、旋转运动部、第一平衡器轴和第二平衡器轴构造为满足以下设定公式。然后，满足表达式(a)至(c)。

ucr＝up×0.5×{1+(δ/l)²}^1/2

αcr＝180°-arctan(δ/l)

ub(fr)＝{(u1b(fr)+u3b(fr))²+(u2b(fr)+u4b(fr))²}^1/2

u1b(fr)＝-up×0.5×{lx'b(rr)/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}×{1+(δ/l)²}^1/2

u2b(fr)＝-up×0.5×{ly'b/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}×{1+(δ/l)²}^1/2

u3b(fr)＝-up×{δ/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}×sinβ×{1+(δ/l)²}^1/2

u4b(fr)＝-up×{δ/(lx'b(rr)-lx'b(fr))}×cosβ×{1+(δ/l)²}^1/2

αb(fr)＝180°-arctan{(u2b(fr)+u4b(fr))/(u1b(fr)+u3b(fr))}+arctan(δ/l)

ub(rr)＝{(u1b(rr)+u3b(rr))²+(u2b(rr)+u4b(rr))²}^1/2

u1b(rr)＝-up×0.5×{lx'b(fr)/(lx'b(fr)-lx'b(rr))}×{1+(δ/l)²}^1/2

u2b(rr)＝-u2b(fr)

u3b(rr)＝-u3b(fr)

u4b(rr)＝-u4b(fr)

αb(rr)＝180°-arctan{(u2b(rr)+u4b(rr))/(u1b(rr)+u3b(rr))}+arctan(δ/l)。

(第二实施例的效果)

根据本实施例，即使曲轴cr的轴线c0、第一平衡器轴b(fr)的轴线c1和第二平衡器轴b(rr)的轴线c2没有布置在同一平面上，并且即使曲轴cr的轴线c0偏离气缸21和22的中心线21l和22l，往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴的离心力也相互平衡，并且由于往复运动部的主惯性力、旋转运动部的离心力、第一平衡器轴b(fr)的离心力和第二平衡器轴的离心力的作用线之间的差异产生的力矩相互平衡。因此，能够高度控制由发动机10的主惯性力和离心力引起的平移振动以及由力矩引起的旋转振动。

[示例1]

对具有以下构造的实施例1的发动机进行仿真。结果示于表1(参见图9)。注意，在该仿真中曲轴的转速设定为6000rpm。在表1中，术语“平移力”是指x轴方向和y轴方向各自的主惯性力和离心力的总和。术语“旋转力”是指由于主惯性力和离心力的作用线之间的差异产生的力矩的总和。

lxb(fr)＝-55.787mm

lyb(fr)＝4.881mm

lxb(rr)＝55.426mm

lyb(rr)＝32mm

up＝15000g·mm(其中，mp＝500g，r＝30mm)

ucr＝7500g·mm

αcr＝180deg

ub(fr)＝4193g·mm

(u1b(fr)＝-4025g·mm)

(u2b(fr)＝-1177g·mm)

αb(fr)＝163.7°

ub(rr)＝3669g·mm

(u1b(rr)＝-3475g·mm)

(u2b(rr)＝1177g·mm)

αb(rr)＝198.7°。

从表1可以看出，即使曲轴的旋转角度(曲轴角度)变化，x方向的平移力、y方向的平移力和旋转力也总是为零。因此，可以看出，发动机10的主振动得到高度控制。注意，由于主惯性力和离心力都与曲轴转速的平方成正比，因此即使旋转速度变化，它们之间的平衡也不会丧失。

[示例2]

对具有以下构造的实施例2的发动机进行仿真。结果示于表2(参见图10)。注意，在该仿真中曲轴的转速设定为6000rpm。在表2中，术语“平移力”是指x轴方向和y轴方向各自的主惯性力和离心力的总和。术语“旋转力”是指由于主惯性力和离心力的作用线之间的差异产生的力矩的总和。

lxb(fr)＝-55.787mm

lyb(fr)＝4.881mm

lxb(rr)＝55.426mm

lyb(rr)＝32.000mm

l＝120mm

δ＝8mm

up＝15000g·mm(其中，mp＝500g，r＝30mm)

ucr＝7517g·mm

αcr＝176.2°

ub(fr)＝5139g·mm

(u1b(fr)＝-4034g·mm)

(u2b(fr)＝-1179g·mm)

(u3b(fr)＝-1021g·mm)

(u4b(fr)＝249g·mm)

αb(fr)＝173.4°

ub(rr)＝2632g·mm

(u1b(rr)＝-3483g·mm)

(u2b(rr)＝1179g·mm)

(u3b(rr)＝1021g·mm)

(u4b(rr)＝-249g·mm)

αb(rr)＝204.5°。

从表2可以看出，即使曲轴角度变化，x方向的平移力、y方向的平移力和旋转力也总是为零。因此，可以看出，发动机10的主振动得到高度控制。注意，由于主惯性力和离心力都与曲轴转速的平方成正比，因此即使旋转速度变化，它们之间的平衡也不会丧失。

注意，应当理解，上述实施例和示例仅仅是说明性的，并且本发明的往复式机器也可以通过其他实施例来实现。例如，在上述实施方式中，虽然曲轴cr、第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)在车辆左右方向上延伸，但是曲轴cr、第一平衡器轴b(fr)和第二平衡器轴b(rr)也可以在车辆前后方向上延伸。

附图标记列表

1摩托车

21第一气缸

22第二气缸

23活塞

24连杆

cr曲轴

b(fr)第一平衡器轴

b(rr)第二平衡器轴

c0曲轴的轴线

c1第一平衡器轴的轴线

c2第二平衡器轴的轴线