JPWO2003071116A1 - エンジンの締結構造 - Google Patents
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Abstract
クランクケースにシリンダボディ，シリンダヘッドを積層締結するようにしたエンジンの締結構造において、シリンダボディ３のクランクケース側端部に形成されたケース側フランジ部３ｂをケースボルト３０ａによりクランクケース２に締結し、シリンダヘッド４とシリンダボディ３とを締結するヘッドボルト３０ｃの少なくとも一部を上記ケース側フランジ部３ｂに螺挿した。
Description
技術分野
本発明は、クランクケースにシリンダボディ，シリンダヘッドを積層締結するようにしたエンジンの締結構造に関し、特にシリンダボディに作用する燃焼圧力による荷重を軽減してシリンダボディの耐久性を向上できるようにしたものに関する。
背景技術
例えば自動二輪車用エンジンの締結構造として、シリンダボディのクランクケース側フランジ部をクラクケースにボルト締め固定し、シリンダボディのシリンダヘッド側フランジ部をシリンダヘッドにボルト締め固定したものがある。
しかし上記従来構造の場合、単気筒大排気量エンジンのように燃焼圧力による大荷重が作用するものでは、この大荷重がシリンダボディの軸方向中間部において大きな引っ張り応力を生じることとなる。
そこで従来は、シリンダボディの上記軸方向中間部の肉厚を厚くすることにより必要な耐久性を確保するのが一般的である。しかしこのようなシリンダボディの厚肉化はエンジン重量の増大の原因となる。
一方、上記エンジン重量の増大を回避できる従来の締結構造として、例えば特開平８−２８２１０号公報に記載されたものがある。この締結構造では、シリンダボディ２のクランクケース側フランジ部をクランクケース３，４にケースボルト１１で締め付け固定し、シリンダボディ２のシリンダヘッド側フランジ部をシリンダヘッド１にボルト１５で締め付け固定し、さらにシリンダヘッド１をシリンダボディ２を貫通するボルト１７によりクランクケース３，４に締め付け固定している。
上記公報記載の締結構造の場合、シリンダヘッド１をシリンダボディ２を貫通するボルト１７によりクランクケース３，４に締め付け固定しているので、シリンダボディに作用する燃焼圧力の一部をボルト１７が負担することとなり、それだけシリンダボディに発生する応力を小さくでき、シリンダボディの耐久性を向上できる。
しかしながら上記公報に記載されたものでは、ヘッドボルトをシリンダヘッドの固定位置に合わせた位置でクランクケースに螺挿することとなるが、シリンダヘッド側には冷却水ジャケットがあるためこれを避けてヘッドボルトを外方に配置せざるを得なくなる。そのため平面視でシリンダ軸線から離れた位置にてクランクケースを締め付けることとなり、それだけクランクケースが不要に大型化してしまう。またヘッドボルトをクランクケースに螺挿する構造であるため、該ヘッドボルトをクランク軸のクランクウェブと干渉しない位置に配置するとともに、シリンダヘッドの固定位置とクランクケースの固定位置とを一致させなければならないので、設計上の自由度が低下する。
本発明は、このような従来の問題点に鑑みてなされたものであり、クラクケースを不要に大型化することなく、またヘッドボルトの配置位置上の自由度を低下させることなく、エンジンの耐久性を確保できるエンジンの締結構造を提供することを課題としている。
発明の開示
請求項１の発明は、クランクケースにシリンダボディ，シリンダヘッドを積層締結するようにしたエンジンの締結構造において、シリンダボディのクランクケース側端部に形成されたケース側フランジ部をケースボルトによりクランクケースに締結し、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部を上記ケース側フランジ部に螺挿されるフランジ螺挿ヘッドボルトとしたことを特徴としている。
請求項２の発明は、請求項１において、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとがシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部の厚さと略同じだけ重合していることを特徴としている。
請求項３の発明は、請求項１又は２において、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとが近接配置されていることを特徴としている。
請求項４の発明は、請求項１ないし３の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記ケースボルトは、該ケースボルトからシリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線までの距離が上記フランジ螺挿ヘッドボルトから第１直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴としている。
請求項５の発明は、請求項１ないし４の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、該ヘッドボルトからシリンダ軸心を通るクランク軸と平行な第２直線までの距離が上記ケースボルトから第２直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴としている。
請求項６の発明は、請求項１ないし５の何れかにおいて、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの軸方向における一部が外方に露出していることを特徴としている。
請求項７の発明は、請求項１ないし６の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記第２直線を挟んだ両側にそれぞれ少なくとも３本のヘッドボルトが配置され、上記第２直線方向中央のヘッドボルトは上記ケース側フランジ部に達しない長さに設定されていることを特徴としている。
請求項８の発明は、請求項１ないし７の何れかにおいて、シリンダボアの側方に形成され、クランク軸とカム軸とを連結するカム軸駆動チェーンが配置されるチェーン室と上記シリンダボアとの間に上記フランジ螺挿ヘッドボルトを配置したことを特徴としている。
請求項９の発明は、請求項１ないし８の何れかにおいて、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、一端は上記ケース側フランジ部に螺挿され、他端はシリンダヘッドに袋ナットで締め付け固定されていることを特徴としている。
発明を実施するための最良の形態
以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
図１〜図２１は、本発明の一実施形態によるエンジンを説明するための図である。図において、１は水冷式４サイクル単気筒５バルブエンジンであり、これはクランクケース２上にシリンダボディ３，シリンダヘッド４及びヘッドカバー５を積層締結し、シリンダボディ３のシリンダボア３ａ内に摺動自在に配置されたピストン６をコンロッド７によりクランク軸８に連結した概略構造を有する。
上記シリンダボディ３とクランクケース２とは、下フランジ部（ケース側フランジ部）３ｂを貫通する４本のケースボルト３０ａを上記クランクケース２のシリンダ側合面２ｅ部分にねじ込むことにより結合されている。より具体的には、上記ケースボルト３０ａはアルミニウム合金製のクランクケース２の左，右壁部内にインサート鋳造により埋設された鉄合金製の軸受ブラケット１２，１２′（後述する）のボルト結合部（結合ボス部）１２ｃに螺挿されている。なお、図１０において、３１ａはクランクケース２とシリンダボディ３との位置決め用ドエルピンである。
また上記シリンダボディ３とシリンダヘッド４とは２本の短ヘッドボルト３０ｂ及び４本の長ヘッドボルト（フランジ螺挿ヘッドボルト）３０ｃにより結合されている。上記短ヘッドボルト３０ｂは、シリンダヘッド４の吸気ポート４ｃ下部及び排気ポート下部に螺挿によって植設されて下方に延び、シリンダブロック３の上フランジ部３ｆを貫通して下方に突出している。そしてこの短ヘッドボルト３０ｂの下方突出部に袋ナット３２ａを螺着することにより該上フランジ部３ｆひいてはシリンダボディ３がシリンダヘッド４のシリンダ側合面４ａに締め付けられている。
また上記長ヘッドボルト３０ｃは、シリンダボディ３の下フランジ部３ｂに螺挿により植設されて上方に延び、シリンダブロック３の上フランジ部３ｆからさらにシリンダヘッド４のフランジ部４ｂを貫通して上方に突出している。そしてこの長ヘッドボルト３０ｃの上方突出部に袋ナット３２ｂを螺着することにより該下フランジ部３ｂひいてはシリンダボディ３がシリンダヘッド４のシリンダ側合面４ａに締め付けられている。なお、上記長ヘッドボルト３０ｃの、シリンダボディ３の下フランジ部３ｂと上フランジ部３ｆとの間の部分３０ｃ′は外方に露出している。
ここでシリンダボア軸線Ａと直角方向にみたとき（図１０参照）、上記長ヘッドボルト３０ｃと上記ケースボルト３０ａとは、シリンダボア軸線Ａ方向において上記下フランジ部（ケース側フランジ部）３ｂの厚さと略同じだけ重合している。
また上記シリンダボア軸線Ａ方向にみたとき（図６，図７参照）、上記長ヘッドボルト３０ｃと上記ケースボルト３０ａとは以下の関係をなすように、かつ近接配置されている。即ち上記ケースボルト３０ａは、該ケースボルト３０ａからシリンダボア軸線Ａを通るクランク軸と直角な第１直線Ｃ１までの距離ａ１が上記長ヘッドボルト３０ｃから第１直線Ｃ１までの距離ａ２より小さくなるように、つまりクランク軸方向にシリンダボア中心に寄せて配置されている。
また上記長ヘッドボルト３０ｃは、該ヘッドボルト３０ｃからシリンダボア軸線Ａを通るクランク軸と平行な第２直線Ｃ２までの距離ｂ２が上記ケースボルト３０ａから第２直線Ｃ２までの距離ｂ１より小さくなるように、つまりクランク軸側に寄せて配置されている。
さらにまた上記第２直線Ｃ２を挟んだ両側のそれぞれに３本のヘッドボルト３０ｃ，３０ｂ，３０ｃが配置されており、そのうちの上記第２直線Ｃ２方向中央のヘッドボルトが上記短ヘッドボルト３０ｂとなっている。この短ヘッドボルト３０ｂは上記上フランジ部３ｆに対応した長さで、かつ上記下フランジ部３ｂに達しない長さに設定されている。
そして上記第２直線Ｃ２方向両側に上記長ヘッドボルト３０ｃ，３０ｃが配置されている。ここで、シリンダボア３ａのクランク軸方向一側（図７左側）には、クランク軸の回転をカム軸に伝達するカム軸駆動チェーン４０が配置されるチェーン室３ｄが形成されている。上記第２直線Ｃ２方向一側に位置する長ヘッドボルト３０ｃは、上記チェーン室３ｄと上記シリンダボア３ａとの間に配置されている。
このようにシリンダボディ３とシリンダヘッド４とを結合するに当たって、シリンダボディ３の上フランジ部３ｆを短ヘッドボルト３０ｂ及び袋ナット３２ａでシリンダヘッド４に締め付け固定するだけでなく、クランクケース２の合面２ｅにボルト締め結合された下フランジ部３ｂに長ヘッドボルト３０ｃを植設し、該長ヘッドボルト３０ｃ及び袋ナット３２ｂによりシリンダボディ３をシリンダヘッド４のフランジ部４ｂに締め付け固定したので、燃焼圧力による引っ張り荷重をシリンダボディ３及び上記４本の長ヘッドボルト３０ｃで負担することとなり、それだけシリンダボディ３に作用する荷重を軽減できる。その結果、シリンダボディ３の特に軸方向中間部に発生する応力を小さくでき、該シリンダボディ３の肉厚を薄くした場合でも耐久性を確保できる。
ちなみに、シリンダボディ３の上フランジ部３ｆのみをシリンダヘッド４に結合した場合には、シリンダボディ３の軸方向中間部に過大な引張り応力が発生し、極端な場合は該部分にクラックが生じる懸念があるが、本実施形態では上記長ヘッドボルト３０ｃの存在により上記過大な応力のシリンダボディ中間部での発生を回避でき、クラックの発生を防止できる。
また上記長ヘッドボルト３０ｃを下フランジ部３ｂに植設するにあたり、該長ヘッドボルト３０ｃをクランクケース締め付け用のケースボルト３０ａの近傍に配置したので、長ヘッドボルト３０ｃが燃焼圧力による荷重の一部をケース側フランジ部３ｂ伝達し、さらに該荷重をケース側フランジ部３ｂがケースボルト３０ａを介してクランクケース２に伝達し、このようにしてシリンダボディ３に作用する荷重を確実に軽減できる。この点から上記荷重に対するシリンダボディ３の耐久性を向上できる。
また長ヘッドボルト３０ｃとケースボルト３０ａとをシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部３ｂの厚さと略同じだけ重合させたので、上記長ヘッドボルト３０ｃが燃焼圧力による荷重の一部をケース側フランジ部３ｂに確実に伝達でき、シリンダボディ３の中間部に作用する荷重を軽減できる。
またシリンダボア軸線Ａ方向にみたとき、上記ケースボルト３０ａを、シリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線Ｃ１までの距離ａ１が上記長ヘッドボルト３０ｃから第１直線Ｃ１までの距離より小さくなるように配置したので、つまりケースボルト３０ａをクランク軸方向にシリンダボア中心側に寄せて配置したので、図７に二点鎖線で示すように、クランクケース２のシリンダボディ取付合面２ｅのクランク軸方向寸法を長ヘッドボルト３０ｃの配置位置付近まで小さくでき、その結果クランクケース２のクラク軸方向寸法を小さくできる。
さらにまた長ヘッドボルト３０ｃを、シリンダボディ２のケース側フランジ部３ｂに螺挿する構成を採用したので、つまりクランクケース２のシリンダボディ取付合面２ｅには螺挿しないようにしたので、クランクケース２に内蔵されているクランク軸８のウェブ８ｂとの干渉の問題を生じることはなく、長ヘッドボディ３０ｃを、シリンダ軸心を通るクランク軸と平行な第２直線Ｃ２までの距離ｂ２が上記ケースボルト３０ａから第２直線Ｃ２までの距離ｂ１より小さくなるように、つまりクランク軸側に寄せて配置でき、シリンダヘッド４，シリンダボディ３のクランク軸直角方向寸法を小さくできる。
また、上記長ヘッドボルト３０ｃの軸方向における一部３０ｃ′をシリンダボルト３の側壁から外方に露出させたので、長ヘッドボルト３０ｃを囲む壁を少なくできそれだけシリンダボディ３を軽量化できる。
また、上記第２直線Ｃ２を挟んだ両側にそれぞれ３本のヘッドボルトを配置したので、該第２直線Ｃ２方向中央のヘッドボルト３０ｂはシリンダボア軸線Ａからクランク軸直角方向に離れて位置することとなるが、該ヘッドボルト３０ｂについてはケース側フランジ部３ｂに達しない長さに設定したので、上記ケース側フランジ部３ｂは上記中央のヘッドボルト３０ｂに対応する部分については最小限にすることができ、シリンダボディ，クランクケースの大型化を回避できる。
また、シリンダボア３ａと、これの側方に形成されたチェーン室３ｄとの間に上記長ヘッドボルト３０ｃを配置したので、デッドスペースを有効利用して長ヘッドボルト３０ｃを配置できる。
さらにまた、上記長ヘッドボルト３０ｃの一端をケース側フランジ部３ｂに螺挿し、他端をシリンダヘッド４に袋ナット３２ｂで締め付け固定したので、シリンダヘッド上方スペースを大きくとることなくシリンダヘッドの取り外しが可能であり、エンジンのメンテナンス性を確保できる。
ここで上記右側の軸受ブラケット１２′は、図５，図１６に示すように、クランク軸８の右側軸受１１ａ′が軸受穴１２ａ内に圧入等により勘合挿入されるボス部１２ｂを有する。そしてこのボス部１２ｂの、クランク軸８方向に見た時、該クランク軸８を挟んだ前側及び後側部分から上記ボルト結合部１２ｃ，１２ｃが上方に、クランクケース２のシリンダ側合面２ｅの近傍まで延びている。
また左側の軸受ブラケット１２では、図５，図１７に示すように、クランク軸８方向に見た時、該クランク軸８を挟んだ前側及び後側部分から上記ボルト結合部１２ｃ，１２ｃが上方に、クランクケース２のシリンダ側合面２ｅの近傍まで延びている。またボス部１２ｂには鉄製で後述するバランサ駆動ギヤ２５ａより大きい外径を有する軸受カラー１２ｄが圧入されるカラー穴１２ｅが形成されている。そしてこの軸受カラー１２ｄの軸受穴１２ａ内に左側のクランク軸軸受１１ａが勘合挿入されている。
ここで上記軸受カラー１２ｄは、クランク軸８に上記バランサ駆動ギヤ２５ａを有するギヤ体２５が圧入装着された状態で該クランク軸８をクランクケース２内に組み立てることができるようにするためのものである。
また図５に示すように、上記クランク軸８の左軸部８ｃの上記ギヤ体２５と軸受１１ａとの間の部分にはシールプレート２５ｄが介在されている。このシールプレート２５ｄの内径側部分は上記ギヤ体２５と軸受１１ａのインナレースとで挟持され、その外径側部分と軸受１１ａのアウタレースとの間には両者の干渉を回避する僅かな隙間がある。また該シールプレート２５ｄの外周面は上記軸受カラー１２ｄのフランジ部１２ｈの内周面の摺接している。
さらにまたクランク軸８の右軸部８ｃ′の上記軸受１１ａ′とカバープレート１７ｇ間部分にはシール筒１７ｉが介在されている。このシール筒１７ｉの内周面は上記右軸部８ｃ′に勘合固定されている。またシール筒１７ｉの外周面にはラビリンス構造のシール溝が形成され、かつ右ケース部２ｂに形成されたシール孔２ｐの内面に摺接している。
このようにクランク軸８の左，右軸部８ｃ，８ｃ′の軸受１１ａ，１１ａ′外側にシールプレート２５ｄ，シール筒１７ｉを介在させることによりクランク室２ｃ内の圧力洩れが防止されている。
このように本実施形態によれば、アルミニウム合金製クランクケース２に鋳ぐるまれたクランク軸支持用の鉄合金製軸受部材１２，１２′の、シリンダボア軸線Ａを挟んだ両側にシリンダボディ３側に延びるボルト結合部（結合ボス部）１２ｃ，１２ｃを一体形成し、該ボルト結合部１２ｃにシリンダボディ３をクランクケース２に結合するためのケースボルト３０ａを螺挿したので、燃焼圧力による荷重をシリンダボア軸線Ａを挟んだ前，後２箇所のボルト結合部１２ｃにより均等に負担することができ、シリンダボディ３とクランクケース２との結合剛性を向上できる。
また、クランク軸８の近傍に該クランク軸８と平行に配置されているバランサ軸２２，２２′の少なくとも一端部を上記鉄合金製の軸受部材１２，１２′により支持したので、バランサ軸２２，２２′の支持剛性を高めることができる。
さらにまた、鉄製の軸受ブラケット１２，１２′をアルミニウム合金製のクランクケース２内に埋設するに当たり、ボルト結合部１２ｃの上端面１２ｆをクランクケース２のシリンダ側合面２ｅに露出させることなく内方に位置させたので、クランクケース２とシリンダブロック３との接合面に硬度，材質の異なる金属部材が混在することがなく、シール性の低下を回避できる。即ち、鉄製のボルト結合部１２ｃの上端面１２ｆをアルミニウム合金製のシリンダボディ３の下フランジ３ｂに形成されたケース側合面３ｃに当接させると熱膨張係数差等が起因してシール性が低下する。
また左側の軸受ブラケット１２においては、バランサ駆動ギヤ２５ａより外径の大きい軸受カラー１２を軸受１１ａの外周に装着したので、上記バランサ駆動ギヤ２５ａをクランク軸８に圧入等（一体形成でも勿論構わない）により装着固定した状態で該クランク軸８をクランクケース２内に組み付ける際に、該バランサ駆動ギヤ２５ａが軸受ブラケット１２のボス部１２ｂの最小内径部に干渉することがなく、支障無く組み付けできる。
上記クランクケース２は左，右ケース部２ａ，２ｂからなる左，右２分割式のものである。左ケース部２ａには左ケースカバー９が着脱可能に装着されており、該左ケース部２ａと左ケースカバー９で囲まれた空間はフラマグ室９ａとなっている。このフラマグ室９ａ内に、クランク軸８の左端部に装着されたフラマグ式発電機３５が収容されている。なお、上記フラマグ室９ａは、後述するチェン室３ｄ，４ｄを介してカム軸配置室に連通しており、カム軸を潤滑した潤滑油の大部分はチェン室４ｄ，３ｄを介してフラマグ室９ａ内に落下する。
また上記右ケース部２ｂには右ケースカバー１０が着脱可能に装着されており、該右ケース部２ｂと右ケースカバー１０とで囲まれた空間はクラッチ室１０ａとなっている。
上記クランクケース２の前部にはクランク室２ｃが、後部にはミッション室２ｄがそれぞれ形成されている。上記クランク室２ｃは上記シリンダボア３ａに向かって開放され、かつミッション室２ｄ等他の室とは実質的に画成されている。そのため上記ピストン６の上昇下降によりミッション室２ｄ内の圧力が変動し、ポンプとして機能するようになっている。
上記クランク軸８は上記クランク室２ｃ内に左，右のアーム部８ａ，８ａ及び左，右のウェイト部８ｂ，８ｂを収容するように配置されている。このクランク軸８は、上記左のアーム部８ａ，ウェイト部８ｂ及び軸部８ｃを一体化した左クランク軸部分と右のアーム部８ａ，ウェイト部８ｂ及び軸部８ｃ′を一体形成した右クランク軸部分とを筒状のクランクピン８ｄを介して一体的に結合した組立式のものである。
上記左，右の軸部８ｃ，８ｃ′は左，右ケース部２ａ，２ｂによりクランク軸受１１ａ，１１ａ′を介して回転自在に支持されている。この軸受１１ａ，１１ａ′は、上述の通り、アルミニウム合金製の左，右ケース部２ａ，２ｂにインサート鋳造された鉄合金製の軸受ブラケット１２，１２′の軸受穴１２ａ内に圧入されている。
上記ミッション室２ｄ内には変速機構１３が収納配設されている。この変速機構１３は、クランク軸８と平行に配置されたメイン軸１４とドライブ軸１５とを備え、メイン軸１４に装着された１速〜５速ギヤ１ｐ〜５ｐと、ドライブ軸１５に装着された１速〜５速ギヤ１ｗ〜５ｗとを常時噛合させた常時噛み合い式の構造のものである。
上記メイン軸１４は、上記左，右ケース部２ａ，２ｂによりメイン軸軸受１１ｂ，１１ｂを介して軸支され、上記ドライブ軸１５は、上記左，右ケース部２ａ，２ｂによりドライブ軸軸受１１ｃ，１１ｃを介して軸支されている。
上記メイン軸１４の右端部は上記右ケース部２ｂを貫通して右側に突出しており、該突出部に上述のクラッチ機構１６が装着され、該クラッチ機構１６は上記クラッチ室１０ａ内に位置している。そしてこのクラッチ機構１６の減速大ギヤ（入力ギヤ）１６ａは上記クランク軸８の右端部に固定装着された減速小ギヤ１７に噛合している。
上記ドライブ軸１５の左端部は左ケース部２ａから外方に突出しており、該突出部にドライブスプロケット１８が装着されている。このドライフスプロケット１８は後輪のドリブンスプロケットにドライブチェンにより連結されている。
本実施形態のバランサ装置１９は、上記クランク軸８を挟むように配置された、実質的に同一構造の前，後バランサ２０，２０′からなる。この前，後バランサ２０，２０′は、非回転式のバランサ軸２２，２２′とこれにより軸受２３，２３を介して回転自在に支持されたウェイト２４，２４とからなる。
ここで上記バランサ軸２２，２２′は、上記左，右ケース部２ａ，２ｂ同士をクランク軸方向に締め付け結合するためのケースボルト（結合ボルト）に兼用されている。該各バランサ軸２２，２２′は上記軸支されたウェイト２４のエンジン幅方向内側に形成されたフランジ部２２ａを左，右ケース部２ａ，２ｂ内にインサートされた上述の軸受ブラケット１２′，１２のボス部１２ｇに当接させ、反対側端部に固定ナット２１ｂ，２１ａを螺装することにより左，右ケース部２ａ，２ｂを結合している。
上記ウェイト２４は略半円状のウェイト本体２４ａとこれに一体形成された円形のギヤ支持部２４ｂとからなり、該ギヤ支持部２４ｂにはリング状のバランサ従動ギヤ２４ｃが装着固定されている。なお、２４ｂはウエイト本体２４ａと反対側の重量をできるだけ小さくする肉抜き穴である。
上記後側のバランサ２０′に装着されたバランサ従動ギヤ２４ｃは上記クランク軸８の左の軸部８ｃに圧入により固着されたギヤ体２５に相対回転可能に装着されたバランサ駆動ギヤ２５ａに噛合している。
なお、２５ｂは上記ギヤ体２５に一体形成されたタイミングチェン駆動用のスプロケットであり、図１１に示すようにバルブタイミングを合わせるための合せワーク２５ｃを有する。上記ギヤ体２５はクランク軸８が圧縮上死点位置にあるときに上記合せマーク２５ｃがクランク軸方向に見てシリンダボア軸線Ａに一致するようにクランク軸８に圧入される。
また前側のバランサ２０に装着されたバランサ従動ギヤ２４ｃは上記クランク軸８の右の軸部８ｃ′に装着固定された減速小ギヤ１７に相対回転可能に支持されたバランサ駆動ギヤ１７ａに噛合している。
ここで上記後側用のバランサ駆動ギヤ２５ａはギヤ体２５に対して相対回転可能に支持されており、また前側用のバランサ駆動ギヤ１７ａは減速小ギヤ１７に対して相対回転可能に支持されている。そして上記バランサ駆動ギヤ２５ａ，１７ａとギヤ体２５，減速小ギヤ１７との間にはＵ字形状の板ばねからなる緩衝ばね３３が介在されており、これによりエンジンのトルク変動等による衝撃がバランサ２０，２０′に伝達されるのを抑制するようになっている。
ここでは上記前側駆動用のバランサ駆動ギヤ１７ａについて、図１４に沿ってさらに詳述するが、後側駆動用のバランサ駆動ギヤ２５ａについても同様である。上記バランサ駆動ギヤ１７ａはリング状をなしており、減速小ギヤ１７の側面にこれよりも小径に形成されたスライド面１７ｂにより相対回転可能に支持されている。そしてこのスライド面１７ｂには多数のＵ字状のばね保持溝１７ｃがクランク軸芯を中心とする放射状をなすように凹設されており、該ばね保持溝１７ｃ内に上記Ｕ字状をなす緩衝ばね３３が挿入配置されている。この緩衝ばね３３の開口側端部３３ａ，３３ａは上記バランサ駆動ギヤ１７ａの内周面に凹設された係止凹部１７ｄの前，後段部に係止している。
上記減速小ギヤ１７とバランサ駆動ギヤ１７ａとの間にトルク変動等により相対回転が生じると緩衝ばね３３が上記端部３３ａ，３３ａの間隔が狭くなる方向に弾性変形してトルク変動を吸収する。なお、１７ｇは上記緩衝ばね３３を保持溝１７ｃ内に保持するためのカバープレート、１７ｈは減速小ギヤ１７とクランク軸８を結合するキーであり、また１７ｅ，１７ｆは減速小ギヤ１７とバランサ駆動ギヤ１７ａの組立時の合せマークである。
上記バランサ２０，２０′には、バランサ従動ギヤ２４ｃ，２４ｃと、バランサ駆動ギヤ２５ａ，１７ａとの間のバックラッシュを調整するための機構が設けられている。この調整機構は、上記バランサ軸２２，２２′のバランサ軸線と上記バランサ従動ギヤ２４ｃの回転中心線とを極僅か偏心させた構成となっている。即ち、上記バランサ軸２２，２２′をバランサ軸線回りに回動させると、上記偏心により上記バランサ従動ギヤ２４ｃの回転中心線と上記バランラ駆動ギヤ２５ａ，１７ａの回転中心線との間隔が僅かに変化し、もってバックラッシュが変化するようになっている。
ここで、上記バランサ軸２２，２２′をバランサ軸線回りに回転させるための機構は前側バランサ２０と後側バランサ２０′とでは異なる。まず、後側バランサ２０′では、後側のバランサ軸２２′の左端部に六角形状の係止突部２２ｂが形成され、該係止突部２２ｂに回動レバー２６の一端に形成されたスプライン状（多角形星形状）の係止穴２６ａが係止している。またこの回動レバー２６の他端部には上記バランサ軸線を中心とする円弧状のボルト穴２６ｂが形成されている。
上記ボルト穴２６ｂに挿入された固定ボルト２７はガイドプレート２８に植設されている。このガイドプレート２８は概ね円弧状をなしており、クランクケース２にボルト締め固定されている。なお、このガイドプレート２８は、潤滑油の流れを調整する機能をも有する。
後側のバランサ２０′のバックラッシュ調整は、上記固定ナット２１ａを緩めた状態で上記回動レバー２６を上記バックラッシュが適正な状態となるように回動した後、上記固定ボルト２７ａ，ナット２７ｂにより回動レバー２６を固定することにより行われ、その後上記固定ナット２１ａが締め付けられる。
上記前側のバランサ軸２２の左端部には断面円形の両側に平坦部２２ｅを形成してなる断面小判状の把持部２２ｆが形成されている（図１２参照）。該把持部２２ｆにはこれの外周形状に合致する内周形状を有するカラー２９ａが装着され、さらに該カラー２９ａの外側に保持レバー２９の保持部２９ｂが軸方向移動可能かつ相対回転不能に装着されている。この保持レバー２９の先端部２９ｅは左ケース部２ａのボス部２ｆにボルト２９ｆで固定されている。また、上記保持レバー２９の保持部２９ｂには締め付け用スリット２９ｃが形成されており、固定ボルト２９ｄを締め込むことにより上記カラー２９ａひいてはバランサ軸２２の回転を阻止するようになっている。さらにまた上記バランサ軸２２のカラー２９ａより軸方向外側にワッシャを介して上記固定ナット２１ｂが螺着されている。
前側のバランサ２０のバックラッシュの調整は、上記固定ナット２１ｂを緩めて、好ましくは取り外して上記バランサ軸２２の把持部２２ｆを工具で把持してバックラッシュが適正な状態となるように回動させた後、上記固定ボルト２９ｄを締め込むことにより行われ、その後上記固定ナット２１ｂが締め付けられる。
また上記バランサ軸２２，２２′の係止突部２２ｂの上部には潤滑油導入部２２ｃが円弧状に切欠き形成されている。該導入部２２ｃには、ガイド孔２２ｄが開口し、該ガイド孔２２ｄは該バランサ軸２２内に延びて外周面下部に貫通し、これにより上記潤滑油導入部２２ｃを上記バランサ軸受２３の内周面に連通させている。このようにして上記潤滑油導入部２２ｃに落下した潤滑油がバランサ軸受２３に供給される。
ここで上記ウェイト２４及びバランサ従動ギヤ２４ｃは、前バランサ２０においてはクランク軸方向右側端部に配置されているのに対し、後バランサ２０′においては左側端部に配置されている。また上記バランサ従動ギヤ２４ｃはウェイト２４に対して、前，後バランサ２０，２０′とも右側に位置しており、従ってウェイト２４とバランサ従動ギヤ２４ｃは前，後とも同一形状に設定されている。
このよう本実施形態によれば、前バランサ軸（第１バランサ軸）２２のクランク軸方向右側（一側）にバランサ２４のウェイト本体２４ａ及びバランサ従動ギヤ２４ｃを配設し、後バランサ軸（第２バランサ軸）２２′のクランク軸方向左側（他側）にウェイト本体２４ａ及びバランサ従動ギヤ２４ｃを配設したので、２軸式バランサ装置を設ける場合のクランク軸方向における重量バランスの低下を回避できる。
また、上記前，後バランサ軸２２，２２′を左，右ケース部２ａ，２ｂを結合するケースボルトに兼用したので、２軸式バランサ装置を採用する場合に構造の複雑化，部品点数の増加を抑制しながらクランクケースの結合剛性を高めることができる。
また上記各バランサウェイト本体２４ａとバランサギヤ２４ｃとを一体化し、かつバランサ軸２２，２２′により回転自在に支持したので、バランサウェイト本体２４ａ及びバランサ駆動ギヤ２４ｃからなるウェイト２４のみを回転駆動すれば良く、バランサ軸自体を回転駆動する必要がない分、エンジン出力の有効利用を図ることができる。
またバランサウェイトとバランサ軸とが一体化されているものに比較して組立上の自由度を向上できる。
また、上記バランサ従動ギヤ２４ｃの回転中心線をバランサ軸２２，２２′の軸線に対して偏位させたので、簡単な構造により、またバランサ軸を回転させるという簡単な操作によって上記バランサ従動ギヤ２４ｃとクランク軸８側のバランサ駆動ギヤ２５ａ，１７ａとのバックラッシュを調整することが可能であり、騒音の発生を防止できる。
上記バックラッシュ調整は、前のバランサ軸２２では、該バランサ軸２２の車幅方向左側に形成された把持部２２ｆを工具で把持して該バランサ軸２２を回動させ、また後のバランサ軸２２′ではこれの左側に設けられた回動レバー２６を回動させることにより行われる。このように前，後のバランサ軸２２，２２′の何れもエンジン左側からバックラッシュの調整を行うことが可能であり、バックラッシュ調整作業を能率よく行なうことができる。
また、バランサ従動ギヤ２４ｃと噛合するクランク軸８側のバランサ駆動ギヤ１７ａを、クランク軸８に固定される減速小ギヤ１７のスライド面１７ｂに相対回転可能に配設した構造とし、該スライド面１７ｄに凹設したばね保持溝１７ｃにＵ字状の緩衝ばね３３を配設したので、コンパクトな構造によりエンジンのトルク変動等による衝撃を吸収してバランサ装置を円滑に作動させることができる。なお、バランサ駆動ギヤ２５ａ側についても同様である。
さらにまた上記前側のバランサ軸２２の右端部にはこれと同軸をなすように冷却水ポンプ４８が配設されている。この冷却水ポンプ３８の回転軸は、後述する潤滑油ポンプ５２の場合と同様の構造を有するオルダム継ぎ手等によりバランサ軸２２に、これとの間の若干の芯ずれを吸収可能に接続されている。
本実施形態の動弁装置は、上記クランク軸８により上記ヘッドカバー５内に配置された吸気カム軸３６，及び排気カム軸３７を回転駆動するようになっている。具体的には、上記クランク軸８の左の軸部８ｃに圧入装着されたギヤ体２５のクランクスプロケット２５ｂと、上記シリンダヘッド４に植設された支持軸３９によって軸支された中間スプロケット３８ａとがタイミングチェン４０で連結され、該中間スプロケット３８ａに一体形成された、該中間スプロケット３８ａより小径の中間ギヤ３８ｂが上記吸気，排気カム軸３６，３７の端部に固着された吸気，排気ギヤ４１，４２に噛合している。なお、上記タイミングチェン４０はシリンダブロック３，シリンダヘッド４の左壁に形成されたチェン室３ｄ，４ｄ内を通るように配置されている。
上記中間スプロケット３８ａ及び中間ギヤ３８ｂは、シリンダヘッド４のチェン室４ｄをシリンダボア軸線Ａ上にてクランク軸方向に貫通する上記支持軸３９により２組のニードル軸受４４を介して軸支されている。上記支持軸３９はそのフランジ部３９ａが２本のボルト３９ｂによりシリンダヘッド４に固定されている。なお、３９ｃ，３９ｄはシール用ガスケットである。
ここで上記２組のニードル軸受４４，４４には市販品（規格品）が採用されており、該各軸受４１，４１間には間隔調整用のカラー４４ａが配設され、両端にはスラスト荷重を受けるためのスラストワッシャ４４ｂ，４４ｂが配設されている。このスラストワッシャ４４ｂは中間スプロケットの端面に摺接する大径部と上記ニードル軸受４４に向けて軸方向に突出する段部とを有する段付き形状のものである。
このように２組の軸受４４，４４の間に間隔調整用のカラー４４ａを介在させたので、カラー４４ａの長さ調整によりニードル軸受として市販の規格品を採用することができ、コストを低減できる。
またスラストワッシャ４４ｂとして段付き形状のものを採用したので、上記中間スプロケット３８ａの組立作業性を向上できる。即ち、中間スプロケット３８ａの組立に当たっては、該中間スプロケット３８ａ及び中間ギヤ３８ｂを両端にスラストワッシャを落下しないよう位置させてチェン室４ｄ内に配置した状態で支持軸３９を外側から挿入することとなるが、上記スラストワッシャ４４ｂの段部を中間スプロケット３８ａの軸穴に係止させておくことにより該スラストワッシャ４４ｂの落下を防止でき、従ってそれだけ組立性を改善できる。
また上記支持軸３９にはシリンダヘッド４に形成されたオイル導入孔４ｅによりカム室内から導入された潤滑油をニードル軸受４４に供給するオイル孔３９ｅが形成されている。
また上記中間スプロケット３８ａには４つの肉抜き穴３８ｃと２つの肉抜き兼用組立時覗き穴３８ｃ′が６０度間隔毎に形成されている。そして上記中間ギヤ３８ｂの覗き穴３８ｃ′の略中心に位置する歯に合せマーク３８ｄが刻印されており、吸気，排気カムギヤ４１，４２の、上記合せマーク３８ｄに対応する２つの歯にも合せマーク４１ａ，４２ａが刻印されている。ここで左，右の合せマーク３８ｄ，３８ｄと合せマーク４１ａ，４２ａを合致させると、吸気，排気カム軸４１，４２は圧縮上死点に位置するようになっている。
さらにまた、上記中間スプロケット３８ａの、上記合せマーク３８ｄと４１ａ，４２ａが合致した時点でシリンダヘッド４のカバー側合面４ｆ上に位置する部分に合せマーク３８ｅ，３８ｅが形成されている。
バルブタイミングを合わせるには、まず上述の合せマーク２５ｃ（図１１参照）をシリンダボア軸線Ａに一致させることによりクランク軸８を圧縮上死点位置に保持する。また支持軸３９を介してシリンダヘッド４に取り付けられている上記中間スプロケット３８ａ及び中間ギヤ３８ｂを、該中間スプロケット３８ａの合せマーク３８ｅがカバー側合面４ｆに一致するように位置決めし、この状態でカムスプロケット２５ｂと中間スプロケット３８ａとをタイミングチェン４０で連結する。そして上記吸気，排気カム軸３６，３７の上記吸気，排気カムギヤ４１，４２を、これらの合せマーク４１ａ，４２ａが中間ギヤ３８ｂの合せマーク３８ｄと一致するよう覗き穴３８ｃ′から確認しながら該中間ギヤ３８ｂに噛合させ、上記吸気，排気カム軸３６，３７をシリンダヘッド４の上面にカムキャリアを介して固定する。
このように、大径の中間スプロケット３８ａに軽量化用肉抜き兼用の覗き穴３８ｃ′を設け、該覗き穴３８ｃ′から背面側の小径の中間ギヤ３８ｂの合せマーク３８ｄとカムギヤ４１，４２の合せマーク４１ａ，４２ａとの一致状態を確認できるようにしたので、小径の中間ギヤ３８ｂを大径の中間スプロケット３８ａの背面に配設しながら、中間ギヤ３８ｂとカムギヤ４１，４２との噛合位置を容易確実に目視により確認でき、バルブタイミングを支障なく合わせることができる。
また中間ギヤ３８ｂを中間スプロケット３８ａの背面側に配置できるので、中間ギヤ３８ｂと噛合するカムギヤ４１，４２からカムノーズ３６ａまでの寸法を短くでき、それだけカム軸の捩れ角を小さくでき、バルブの開閉タイミングの制御精度を向上できる。また、カム軸回りをコンパクト化できる。
即ち、例えば中間ギヤ３８ｂを中間スプロケット３８ａの前面に配置した場合には、バルブタイミング合せを容易に行うことができるが、上述のカムギヤ４１，４２からカムノーズまでの寸法が長くなり、それだけカム軸の捩れ角が大きくなってバルブ開閉タイミングの制御精度が低下する。
また中間ギヤ３８ｂを中間スプロケット３８ａの前面に配置した場合には、中間スプロケット３８ａとカム軸３６，３７との干渉を回避するために中間スプロケット支持軸３９とカム軸３６，３７との間隔を拡げる必要があり、それだけカム軸回りが大型化する懸念がある。
ここで上記中間ギヤ３８ｂとカムギヤ４１，４２との間にはバックラッシュ調整機構が設けられている。この調整機構は、吸気カムギヤ４１及び排気カムギヤ４２を、それぞれドライブギヤ（動力電動ギヤ）４６とシフトギヤ（（調整ギヤ）４５との２枚のギヤで構成し、かつドライブギヤ４６，シフトギヤ４５の角度位置を調整可能とした構造のものである。
即ち、カム軸３６，３７の端部に形成されたフランジ部３６ｂ，３７ｂにシフトギヤ４５，及びドライブギヤ４６が４つの周方向に長い長孔４５ａ，４６ａ及び４本の長ボルト６８ａで角度位置を調整可能に固定されるとともに、外側に配置されているドライブギヤ４６に逃げ部４６ｂが切欠き形成され、該逃げ部４６ｂを利用してシフトギヤ４５のみが２つの長孔４５ｂ及び２本の短ボルト６８ｂにより角度位置を調整可能に固定されている。
バックラッシュの調整は以下の手順で行われる。なお本実施形態エンジンでは、中間ギヤ３８ｂは図３に示すようにエンジンの左側から見た状態で反時計回りに回転する。従って吸気カムギヤ４１，排気カムギヤ４２は何れも時計回りに回転する。またここではバックラッシュ調整を吸気カムギヤ４１について説明するが、排気カムギヤ４２についても同様である。
まず、吸気側カムギヤ４１の固定ボルト６８ａ，６８ｂを全て緩め、シトフギヤ４５を時計回りに回動させて該シトフギヤ４５の時計方向前側の歯面を中間ギヤ３８ｂの反時計方向後側の歯面に軽く当接させ、この状態で２本の短ボルト６８ｂによりシフトギヤ４５をカム軸３６のフランジ部３６ｂに固定する。そしてドライブギヤ４６を反時計方向に回動させてこれの反時計方向前側の歯面（被駆動面）を中間ギヤ３８の反時計方向前側の歯面（駆動面）に所要のバックラッシュが得られるように当接させ、この状態で４本の長ボルト６８ａを締め込むことによりドライブギヤ４６及びシフトギヤ４５を吸気カム軸３６に固定する。
このように、吸気，排気カムギヤ４１，４２をドライブギヤ（動力伝達ギヤ）４６と該ギヤに対して相対回転可能のシフトギヤ（調整ギヤ）４５とで構成したので、シフトギヤ４５をドライブギヤ４６に対して回転方向前進側又は後進側に相対回転させることによりバックラッシュを調整することができる。
なお、本実施形態では、カムギヤ４１，４２を構成するドライブギヤ４６とシフトギヤ４５の両方ともがカム軸に対して相対回転可能の場合を説明したが、該ドライブギヤ４６，シフトギヤ４５の何れか一方のギヤを相対回転可能とし、他方のギヤはカム軸に一体化したものであっても良い。この場合カム軸に一体化されている方を動力伝達用ギヤとすることが望ましい。このような構成の場合でも、上記実施形態におけるのと同様の作用効果が得られる。
また本実施形態ではチェン駆動方式のものに本発明を適用した場合を説明したが、歯付きベルトによる駆動方式にも勿論本発明を適用できる。
次に潤滑構造について説明する。
本実施形態エンジンの潤滑装置５０は、別体の潤滑油タンク５１内に貯留された潤滑油を車体フレーム５６のダウンチューブ５６ｃを介して潤滑油ポンプ５２で吸引加圧し、該ポンプ５２からの吐出油をカム潤滑系５３と、ミッション潤滑系５４と、クランク潤滑系５５の３系統に分離して各被潤滑部に供給し、これらの各被潤滑部を潤滑した潤滑油を上記ピストン６の昇降に伴うクランク室２ｃ内の圧力変動を利用して上記潤滑油タンク５１に戻すように構成されている。
上記潤滑油タンク５１は、車体フレーム５６のヘッドパイプ５６ａ，メインチューブ５６ｂ，ダウンチューブ５６ｃ，及び補強ブラケット５６ｄで囲まれた空間に一体形成されている。この潤滑油タンク５１は上記ダウンチューブ５６ｃから該ダウンチューブ５６ｃの下部同士を接続するクロスパイプ５６ｅに連通している。
そして上記クロスパイプ５６ｅはこれに接続された出口管５６ｆ，オイルホース５７ａ，継ぎ手パイプ５７ｂ，クランクケースカバーに形成されたオイル吸込み通路５８ａを介して上記潤滑油ポンプ５２の吸込み口に接続されている。この潤滑油ポンプ５２の吐出口はオイル吐出通路５８ｂ，外部接続室５８ｃ，オイル通路５８ｄを介してオイルフィルタ５９に接続され、該オイルフィルタ５９の二次側で上述の３つの潤滑系５３，５４，５５に分離される。
上記オイルフィルタ５９は、上記右ケースカバー１０に凹設されたフィルタ凹部１０ｂにフィルタカバー４７を着脱自在に装着して構成されたフィルタ室５９ｄ内にオイルエレメント５９ｅを配設してなるものである。
上記カム潤滑系５３は、上記フィルタカバー４７から上記フィルタ凹部１０ｂの外側に形成されたオイル通路のカム側出口５９ａにＴ字状の潤滑油パイプの縦辺部５３ａの下端を接続し、該潤滑油パイプの横辺部５３ｂの左，右端をカム軸給油通路５３ｃに接続し、該通路５３ｃを介して潤滑油をカム軸３６，３７の軸受部等の被潤滑部に供給するようにした概略構成を有する。
上記ミッション潤滑系５４は以下の構成を有する。上記オイルフィルタ５９のミッション側出口５９ｂに、右ケース部２ｂ内に形成された右ミッション給油通路５４ａが接続され、該給油通路５４ａは左ケース部２ａ内に形成された左ミッション給油通路５４ｂを介してメイン軸１４の軸芯に形成されたメイン軸孔１４ａ内に連通している。そしてこのメイン軸孔１４ａは複数の分岐孔１４ｂによりメイン軸１４と変速ギヤとの摺動部に連通しており、該メイン軸孔１４ａに供給された潤滑油が分岐孔１４ｂを通って上記摺動部に供給される。
また上記左ミッション給油通路５４ｂの途中部分は左，右ケース部２ａ，２ｂを結合するためのケースボルト６０を挿通するボルト孔６０ａに連通している。このボルト孔６０ａは、上記左，右ケース部２ａ，２ｂにこれらの合面で対向当接するよう形成された筒状のボス部６０ｃ，６０ｃに上記ケースボルト６０の外径より若干大きい内径の孔を形成してなるものである。このボス部６０ｃはメイン軸１４とドライブ軸１５のギヤ列の噛合部近傍に位置しており、また上記ボルト孔６０ａ内の潤滑油を上記噛合部に向けて噴出させる複数の分岐孔６０ｂが形成されている。なお、図１９におけるボルト６０は、左，右ケース部分を展開して記載されているがこれらは同一ボルトである。
さらにまた上記ボルト孔６０ａの右端部は連通孔５４ｃを介して上記ドライブ軸１５の軸芯に形成されたドライブ軸孔１５ａに連通している。そしてこのドライブ軸孔１５ａは、その左側部分が仕切壁１５ｃで閉塞され、また複数の分岐孔１５ｂによりドライブ軸１５とドライブギヤとの摺動部に連通している。このようにして、該ドライブ軸孔１５ａに供給された潤滑油が分岐孔１５ｂを通って上記摺動部に供給される。
上記クランク潤滑系５５は以下の構成を有する。上記フィルタカバー４７に、クランク側出口５９ｃから潤滑油ポンプ５２に向けて延びるようにクランク給油通路５５ａが形成され、該通路５５ａを上記潤滑油ポンプ５２の回転軸６２の軸芯に貫通形成された連通孔６２ａに連通させ、さらに該連通孔６２ａは連結パイプ６４を介してクランク軸８の軸芯に形成されたクランク給油孔８ｅに連通されている。そしてこのクランク給油孔８ｅは、分岐孔８ｆを介してクランクピン６５のピン孔６５ａ内に連通し、該ピン孔６５ａは分岐孔６５ｂを介してコンロッド７の大端部７ａのニードル軸受７ｂの転動面に開口している。このようにして、オイルフィルタ５９で濾過された潤滑油が上記ニードル軸受７ｂの転動面に供給される。
上記潤滑油ポンプ５２は以下の構造を有する。左，右ケース６１ａ，６１ｂからなる二分割式のケーシング６１の右ケース６１ｂにポンプ室６１ｃが凹設され、該ポンプ室６１ｃ内に回転子６３が回転自在に配設されている。この回転子６３の軸芯に回転軸６２が貫通するように挿入配置され、該回転軸６２と回転子６３とがピン６３ａにより固定された概略構造のものである。なお、上記左ケース６１ａのポンプ室上流側，下流側に上記オイル吸込み通路５８ａ，オイル吐出通路５８ｂがそれぞれ接続されている。また６６は潤滑油ポンプ５２の吐出圧を所定値以下に保持するためのリリーフ弁であり、該潤滑油ポンプ５２の吐出側の圧力が所定値以上となったとき該吐出側の圧力をオイル吸込み通路５８ａ側に逃がすようになっている。
上記回転軸６２は上記ポンプケース６１を軸方向に貫通する筒状のものであり、図示右端部は上記クランク給油通路５５ａに開口している。また回転軸６２の図示左端部には動力伝達用フランジ部６２ｂが一体形成されている。該フランジ部６２ｂは上記クランク軸８の右端面に対向しており、上記フランジ部６２ｂとクランク軸８とはオルダム継ぎ手６７により、若干の芯ずれを吸収可能に連結されている。
上記オルダム継ぎ手６７は、詳細にはクランク軸８とフランジ部６２ｂとの間に継ぎ手プレート６７ａを配置し、該継ぎ手プレート６７ａの連結孔６７ｄ内にクランク軸８の端面に植設されたピン６７ｂ及びフランジ部６２ｂに植設されたピン６７ｃを挿入した構造のものである。
また上記連結パイプ６４は上記クランク軸８の右端開口と回転軸６２の左端開口とを連通するためのものであり、クランク軸開口内周及び回転軸開口内周と連結パイプ６４の外周との間はオイルシール６４ａによりシールされている。
ここで上述のようにクランク室２ｃは他のミッション室２ｄ，フラマグ室９ａ，クラッチ室１０ａ等と画成されており、これによりピストン６のストロークに伴って該クランク室２ｃ内の圧力を正負に変動させ、該圧力変動により上記各室内の潤滑油を上述の潤滑油タンク５１に戻すオイル戻し機構が構成されている。
詳細には、上記クランク室２ｃには吐出口２ｇ及び吸込み口２ｈが形成されている。この吐出口２ｇにはクランク室内圧力が正のとき開く吐出口リード弁６９が配設されており、上記吸込み口２ｈにはクランク室内圧力が負のとき開く吸込み口リード弁７０が配設されている。
そして上記吐出口２ｇはクランク室２ｃから連通孔２１を介してクラッチ室１０ａに連通し、該クラッチ室１０ａから連通孔２ｊを介してミッション室２ｄに連通し、さらに該ミッション室２ｄは連通孔２ｋを介してフラマグ室９ａに連通している。このフラマグ室９ａに連通するように形成された戻り口２ｍは戻りホース５７ｃ，オイルストレーナ５７ｄ，戻りホース５７ｅを介して上記潤滑油タンク５１に連通している。
ここで上記戻り口２ｍにはガイドプレート２ｎが配設されている。このガイドプレート２ｎは上記戻り口ｍを、底壁２ｐとの隙間ａを狭くしかつ幅ｂを広く確保することにより潤滑油を確実に吐出する機能を有する。
また上記潤滑油タンク５１には、該タンク内の空気中に含まれるオイルミストを遠心力で分離して上記クランク室２ｃに戻すオイル分離機構が接続されている。このオイル分離機構は、円錐状の分離室７１の上部に、潤滑油タンク５１の上部に一端が接続された導入ホース７２ａの他端を接線方向に接続し、該分離室７１の底部に接続した戻りホース７２ｂを上記クランク室２ｃの吸込み口２ｈに接続した構造のものである。なお、上記オイルミストが分離された空気は排気ホース７２ｃを介して大気に排出される。
以上のように本実施形態では、クランク室２ｃをピストン６の昇降により圧力が変動するように略密閉空間とし、該クランク室２ｃ内に流入した潤滑油を該クランク室２内圧力の変動により上記潤滑油貯留タンク５１に送油するようにしたので、専用の送油ポンプ（スカベンジングポンプ）を不要にでき、構造の簡素化及びコストの低減を図ることができる。
また、クランク室２ｃの送油通路接続部付近にクランク室内圧力が上昇したとき開き、低下したとき閉じる吐出口リード弁（出側逆止弁）６９を配設したので、クランク室内の潤滑油をより確実に潤滑油貯留タンク５１に送油できる。
また、上記潤滑油貯留タンク５１内の油面より上側と上記クランク室２ｃとを戻りホース７２ａ，７２ｂで接続し、該クランク室２ｃの戻りホース接続部付近にクランク室２ｃ内圧力が下降したとき開き、上昇したとき閉じる吐出口リード弁（吸込み側逆止弁）７０を配設したので、ピストン上昇時にクランク室２ｃ内に必要な空気が吸入され、ピストン６の下降時にクランク室２ｃ内圧が高くなり、クランク室２ｃ内の潤滑油をより一層確実に送油できる。
ちなみにクランク室内への外部からの空気供給経路を有しない場合、ピストン，シリンダボア間のシール性が高いと、ピストン上昇時にクランク室内が負圧となり、ピストンが下降してもクランク室内圧が負圧又は低い正圧にしかならず、送油ができなくなる場合が懸念される。
さらにまた、潤滑油ミストを分離する遠心式潤滑油ミスト分離器７１を上記戻り通路７２ａ，７２ｂの途中に介設し、分離された潤滑油を戻りホース７２ｂを介してクラク室２ｃに戻し、ミスト分が分離された空気を大気に排出するようにしたので、潤滑油ミスト分だけをクランク室内に戻すことができ、クランク室内に過剰の空気が流入することによる送油効率の低下を回避でき、大気汚染を防止しながらより確実にクランク室内の潤滑油を送油できる。
また、潤滑油ポンプ５２をクランク軸８の一端に接続配置し、該潤滑油ポンプ５２の吐出口を該潤滑油ポンプ５２内に形成した連通孔（ポンプ内給油通路）６２ａ及び連結パイプ６４を介してクランク軸８内に形成されたクランク給油孔（クランク軸内給油通路）８ｅに連通させたので、簡単でかつコンパクトな構造によりクランク軸８の被潤滑部に潤滑油を供給できる。
また、上記クランク軸８と潤滑油ポンプ５２とを軸直角方向の変位を吸収可能のオルダム継ぎ手６７により接続するとともに、連通孔６２ａとクランク給油孔８ｅとを連結パイプ６４で連通させ、該連結パイプ６４と上記連通孔６２ａ，クランク給油孔８ｅとの間に弾性を有するＯリング６４ａを介在させたので、クランク軸８とポンプ軸６２との間に多少の芯ずれが発生した場合でも支障なく潤滑油を上記被潤滑部に供給でき、必要な潤滑性を確保できる。
さらにまた、変速装置を構成する上記メイン軸１４，ドライブ軸１５の近傍に筒状のボス部６０ｃを形成するとともに、これのボルト孔６０ａ内にクランクケース結合用のケースボルト６０を挿入し、該ボルト孔６０ａ内面とケースボルト６０外面との空間を潤滑油通路とし、上記ボス部６０ｃ変速ギヤに指向する分岐孔（潤滑油供給孔）６０ｂを形成したので、専用の潤滑油供給通路を設けることなく変速ギヤの噛合面に潤滑油を供給できる。
また、上記ボルト孔６０ｃ内面とケースボルト６０外面とで形成される潤滑油通路の他端を、上記ドライブ軸１５内に形成されたドライブ軸孔（潤滑油通路）１５ａの反出力側開口に連通させたので、専用の潤滑油供給通路を設けることなくドライブ軸１５の変速ギヤ摺動部に潤滑油を供給できる。
産業上の利用可能性
請求項１の発明によれば、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部をケース側フランジ部に螺挿したので、燃焼圧力による荷重のうち上記ヘッドボルトが負担する分だけシリンダボディに作用する荷重が減少し、従ってそれだけシリンダボディに発生する応力を小さくでき、シリンダボディの耐久性を向上できる。
即ち、例えばシリンダボディのヘッド側フランジ部とシリンダヘッドとをボルト締め締結し、ケース側フランジ部とクランクケースとをボルト締め締結しただけの構造の場合、上記燃焼圧力による荷重がそのままシリンダボディに作用することとなり、シリンダボディの肉厚等の如何によっては耐久性が不十分となり、極端な場合はシリンダボディにクラックが生じる懸念があるが、本発明ではこのような問題を回避できる。
請求項２の発明によれば、フランジ螺挿ヘッドボルトとケースボルトとがシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部の厚さと略同じだけ重合しているので、フランジ螺挿ヘッドボルトが燃焼圧力による荷重の一部をケース側フランジ部に確実に伝達でき、シリンダボディの中間部に作用する荷重を軽減できる。
請求項３の発明によれば、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとが近接配置されているので、フランジ螺挿ヘッドボルトが燃焼圧力による荷重の一部をケース側フランジ部により一層確実に伝達でき、さらに該荷重をケース側フランジ部がケースボルトを介してクランクケースに確実に伝達でき、シリンダボディに作用する荷重を確実に軽減できる。
また請求項４の発明によれば、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記ケースボルトを、シリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線までの距離が上記フランジ螺挿ヘッドボルトから第１直線までの距離より小さくなるように配置したので、つまりケースボルトをクランク軸方向にシリンダボア中心側に寄せて配置したので、クランクケースのシリンダボディ取付合面のクランク軸方向寸法をフランジ螺挿ヘッドボルトの配置位置付近まで小さくでき、その結果クランクケースのクラク軸方向寸法を小さくできる。
請求項５の発明によれば、フランジ螺挿ヘッドボルトを、シリンダボディのケース側フランジ部に螺挿する構成を採用したので、つまりクランクケースには螺挿しないようにしたので、クランクケースに内蔵されているクランク軸ウェブとの干渉の問題を生じることはなく、フランジ螺挿ヘッドボルトを、シリンダ軸心を通るクランク軸と平行な第２直線までの距離が上記ケースボルトから第２直線までの距離より小さくなるように、つまりクランク軸側に寄せて配置でき、シリンダヘッド，シリンダボディのクランク軸直角方向寸法を小さくできる。
請求項６の発明によれば、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの軸方向における一部を外方に露出させたので、それだけシリンダボディを軽量化できる。
請求項７の発明によれば、上記第２直線を挟んだ両側にそれぞれ少なくとも３本のヘッドボルトを配置したので、該第２直線方向中央のヘッドボルトはシリンダ軸線から離れて位置することとなるが、該ヘッドボルトについてはケース側フランジ部に達しない長さに設定したので、上記ケース側フランジ部は上記中央に対応する部分については最小限にすることができ、シリンダボディ，クランクケースの大型化を回避できる。
請求項８の発明によれば、シリンダボアと、これの側方に形成されたチェーン室との間に上記フランジ螺挿ヘッドボルトを配置したので、デッドスペースを有効利用してフランジ螺挿ヘッドボルトを配置できる。
請求項９の発明によれば、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの一端をケース側フランジ部に螺挿し、他端をシリンダヘッドに袋ナットで締め付け固定したので、シリンダヘッド上方スペースを大きくとることなくシリンダヘッドの取り外しが可能であり、エンジンのメンテナンス性を確保できる。
【図面の簡単な説明】
図１は、本発明の一実施形態によるエンジンの右側面図である。
図２は、上記エンジンの断面平面展開図である。
図３は、上記エンジンの動弁装置を示す左側面図である。
図４は、上記動弁装置の断面背面図である。
図５は、上記エンジンのバランサ装置を示す断面平面展開図である。
図６は、上記エンジンのシリンダヘッドの底面図である。
図７は、上記エンジンのシリンダボディの底面図である。
図８は、上記エンジンのシリンダボディ−シリンダヘッド結合部の断面側面図である。
図９は、上記エンジンのシリンダボディ−シリンダヘッド結合部の断面側面図である。
図１０は、上記エンジンのシリンダボディ−クランクケース結合部の断面側面図である。
図１１は、上記エンジンのバランサ装置を示す左側面図である。
図１２は、上記バランサ装置の保持レバー取り付け部の拡大断面図である。
図１３は、上記バランサ装置の回動レバー構成部品の側面図である。
図１４は、上記バランサ装置のバランサ駆動ギヤの緩衝構造を示す側面図である。
図１５は、上記バランサ装置の右側面図である。
図１６は、上記エンジンの軸受ブラケットの断面右側面図である。
図１７は、上記エンジンの軸受ブラケットの断面左側面図である。
図１８は、上記エンジンの潤滑装置の模式構成図である。
図１９は、上記潤滑装置の構成図である。
図２０は、上記潤滑装置の潤滑油ポンプ回りの断面側面図である。
図２１は、上記潤滑装置の断面左側面図である。
本発明は、クランクケースにシリンダボディ，シリンダヘッドを積層締結するようにしたエンジンの締結構造に関し、特にシリンダボディに作用する燃焼圧力による荷重を軽減してシリンダボディの耐久性を向上できるようにしたものに関する。
背景技術
例えば自動二輪車用エンジンの締結構造として、シリンダボディのクランクケース側フランジ部をクラクケースにボルト締め固定し、シリンダボディのシリンダヘッド側フランジ部をシリンダヘッドにボルト締め固定したものがある。
しかし上記従来構造の場合、単気筒大排気量エンジンのように燃焼圧力による大荷重が作用するものでは、この大荷重がシリンダボディの軸方向中間部において大きな引っ張り応力を生じることとなる。
そこで従来は、シリンダボディの上記軸方向中間部の肉厚を厚くすることにより必要な耐久性を確保するのが一般的である。しかしこのようなシリンダボディの厚肉化はエンジン重量の増大の原因となる。
一方、上記エンジン重量の増大を回避できる従来の締結構造として、例えば特開平８−２８２１０号公報に記載されたものがある。この締結構造では、シリンダボディ２のクランクケース側フランジ部をクランクケース３，４にケースボルト１１で締め付け固定し、シリンダボディ２のシリンダヘッド側フランジ部をシリンダヘッド１にボルト１５で締め付け固定し、さらにシリンダヘッド１をシリンダボディ２を貫通するボルト１７によりクランクケース３，４に締め付け固定している。
上記公報記載の締結構造の場合、シリンダヘッド１をシリンダボディ２を貫通するボルト１７によりクランクケース３，４に締め付け固定しているので、シリンダボディに作用する燃焼圧力の一部をボルト１７が負担することとなり、それだけシリンダボディに発生する応力を小さくでき、シリンダボディの耐久性を向上できる。
しかしながら上記公報に記載されたものでは、ヘッドボルトをシリンダヘッドの固定位置に合わせた位置でクランクケースに螺挿することとなるが、シリンダヘッド側には冷却水ジャケットがあるためこれを避けてヘッドボルトを外方に配置せざるを得なくなる。そのため平面視でシリンダ軸線から離れた位置にてクランクケースを締め付けることとなり、それだけクランクケースが不要に大型化してしまう。またヘッドボルトをクランクケースに螺挿する構造であるため、該ヘッドボルトをクランク軸のクランクウェブと干渉しない位置に配置するとともに、シリンダヘッドの固定位置とクランクケースの固定位置とを一致させなければならないので、設計上の自由度が低下する。
本発明は、このような従来の問題点に鑑みてなされたものであり、クラクケースを不要に大型化することなく、またヘッドボルトの配置位置上の自由度を低下させることなく、エンジンの耐久性を確保できるエンジンの締結構造を提供することを課題としている。
発明の開示
請求項１の発明は、クランクケースにシリンダボディ，シリンダヘッドを積層締結するようにしたエンジンの締結構造において、シリンダボディのクランクケース側端部に形成されたケース側フランジ部をケースボルトによりクランクケースに締結し、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部を上記ケース側フランジ部に螺挿されるフランジ螺挿ヘッドボルトとしたことを特徴としている。
請求項２の発明は、請求項１において、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとがシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部の厚さと略同じだけ重合していることを特徴としている。
請求項３の発明は、請求項１又は２において、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとが近接配置されていることを特徴としている。
請求項４の発明は、請求項１ないし３の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記ケースボルトは、該ケースボルトからシリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線までの距離が上記フランジ螺挿ヘッドボルトから第１直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴としている。
請求項５の発明は、請求項１ないし４の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、該ヘッドボルトからシリンダ軸心を通るクランク軸と平行な第２直線までの距離が上記ケースボルトから第２直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴としている。
請求項６の発明は、請求項１ないし５の何れかにおいて、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの軸方向における一部が外方に露出していることを特徴としている。
請求項７の発明は、請求項１ないし６の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記第２直線を挟んだ両側にそれぞれ少なくとも３本のヘッドボルトが配置され、上記第２直線方向中央のヘッドボルトは上記ケース側フランジ部に達しない長さに設定されていることを特徴としている。
請求項８の発明は、請求項１ないし７の何れかにおいて、シリンダボアの側方に形成され、クランク軸とカム軸とを連結するカム軸駆動チェーンが配置されるチェーン室と上記シリンダボアとの間に上記フランジ螺挿ヘッドボルトを配置したことを特徴としている。
請求項９の発明は、請求項１ないし８の何れかにおいて、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、一端は上記ケース側フランジ部に螺挿され、他端はシリンダヘッドに袋ナットで締め付け固定されていることを特徴としている。
発明を実施するための最良の形態
以下、本発明の実施の形態を添付図面に基づいて説明する。
図１〜図２１は、本発明の一実施形態によるエンジンを説明するための図である。図において、１は水冷式４サイクル単気筒５バルブエンジンであり、これはクランクケース２上にシリンダボディ３，シリンダヘッド４及びヘッドカバー５を積層締結し、シリンダボディ３のシリンダボア３ａ内に摺動自在に配置されたピストン６をコンロッド７によりクランク軸８に連結した概略構造を有する。
上記シリンダボディ３とクランクケース２とは、下フランジ部（ケース側フランジ部）３ｂを貫通する４本のケースボルト３０ａを上記クランクケース２のシリンダ側合面２ｅ部分にねじ込むことにより結合されている。より具体的には、上記ケースボルト３０ａはアルミニウム合金製のクランクケース２の左，右壁部内にインサート鋳造により埋設された鉄合金製の軸受ブラケット１２，１２′（後述する）のボルト結合部（結合ボス部）１２ｃに螺挿されている。なお、図１０において、３１ａはクランクケース２とシリンダボディ３との位置決め用ドエルピンである。
また上記シリンダボディ３とシリンダヘッド４とは２本の短ヘッドボルト３０ｂ及び４本の長ヘッドボルト（フランジ螺挿ヘッドボルト）３０ｃにより結合されている。上記短ヘッドボルト３０ｂは、シリンダヘッド４の吸気ポート４ｃ下部及び排気ポート下部に螺挿によって植設されて下方に延び、シリンダブロック３の上フランジ部３ｆを貫通して下方に突出している。そしてこの短ヘッドボルト３０ｂの下方突出部に袋ナット３２ａを螺着することにより該上フランジ部３ｆひいてはシリンダボディ３がシリンダヘッド４のシリンダ側合面４ａに締め付けられている。
また上記長ヘッドボルト３０ｃは、シリンダボディ３の下フランジ部３ｂに螺挿により植設されて上方に延び、シリンダブロック３の上フランジ部３ｆからさらにシリンダヘッド４のフランジ部４ｂを貫通して上方に突出している。そしてこの長ヘッドボルト３０ｃの上方突出部に袋ナット３２ｂを螺着することにより該下フランジ部３ｂひいてはシリンダボディ３がシリンダヘッド４のシリンダ側合面４ａに締め付けられている。なお、上記長ヘッドボルト３０ｃの、シリンダボディ３の下フランジ部３ｂと上フランジ部３ｆとの間の部分３０ｃ′は外方に露出している。
ここでシリンダボア軸線Ａと直角方向にみたとき（図１０参照）、上記長ヘッドボルト３０ｃと上記ケースボルト３０ａとは、シリンダボア軸線Ａ方向において上記下フランジ部（ケース側フランジ部）３ｂの厚さと略同じだけ重合している。
また上記シリンダボア軸線Ａ方向にみたとき（図６，図７参照）、上記長ヘッドボルト３０ｃと上記ケースボルト３０ａとは以下の関係をなすように、かつ近接配置されている。即ち上記ケースボルト３０ａは、該ケースボルト３０ａからシリンダボア軸線Ａを通るクランク軸と直角な第１直線Ｃ１までの距離ａ１が上記長ヘッドボルト３０ｃから第１直線Ｃ１までの距離ａ２より小さくなるように、つまりクランク軸方向にシリンダボア中心に寄せて配置されている。
また上記長ヘッドボルト３０ｃは、該ヘッドボルト３０ｃからシリンダボア軸線Ａを通るクランク軸と平行な第２直線Ｃ２までの距離ｂ２が上記ケースボルト３０ａから第２直線Ｃ２までの距離ｂ１より小さくなるように、つまりクランク軸側に寄せて配置されている。
さらにまた上記第２直線Ｃ２を挟んだ両側のそれぞれに３本のヘッドボルト３０ｃ，３０ｂ，３０ｃが配置されており、そのうちの上記第２直線Ｃ２方向中央のヘッドボルトが上記短ヘッドボルト３０ｂとなっている。この短ヘッドボルト３０ｂは上記上フランジ部３ｆに対応した長さで、かつ上記下フランジ部３ｂに達しない長さに設定されている。
そして上記第２直線Ｃ２方向両側に上記長ヘッドボルト３０ｃ，３０ｃが配置されている。ここで、シリンダボア３ａのクランク軸方向一側（図７左側）には、クランク軸の回転をカム軸に伝達するカム軸駆動チェーン４０が配置されるチェーン室３ｄが形成されている。上記第２直線Ｃ２方向一側に位置する長ヘッドボルト３０ｃは、上記チェーン室３ｄと上記シリンダボア３ａとの間に配置されている。
このようにシリンダボディ３とシリンダヘッド４とを結合するに当たって、シリンダボディ３の上フランジ部３ｆを短ヘッドボルト３０ｂ及び袋ナット３２ａでシリンダヘッド４に締め付け固定するだけでなく、クランクケース２の合面２ｅにボルト締め結合された下フランジ部３ｂに長ヘッドボルト３０ｃを植設し、該長ヘッドボルト３０ｃ及び袋ナット３２ｂによりシリンダボディ３をシリンダヘッド４のフランジ部４ｂに締め付け固定したので、燃焼圧力による引っ張り荷重をシリンダボディ３及び上記４本の長ヘッドボルト３０ｃで負担することとなり、それだけシリンダボディ３に作用する荷重を軽減できる。その結果、シリンダボディ３の特に軸方向中間部に発生する応力を小さくでき、該シリンダボディ３の肉厚を薄くした場合でも耐久性を確保できる。
ちなみに、シリンダボディ３の上フランジ部３ｆのみをシリンダヘッド４に結合した場合には、シリンダボディ３の軸方向中間部に過大な引張り応力が発生し、極端な場合は該部分にクラックが生じる懸念があるが、本実施形態では上記長ヘッドボルト３０ｃの存在により上記過大な応力のシリンダボディ中間部での発生を回避でき、クラックの発生を防止できる。
また上記長ヘッドボルト３０ｃを下フランジ部３ｂに植設するにあたり、該長ヘッドボルト３０ｃをクランクケース締め付け用のケースボルト３０ａの近傍に配置したので、長ヘッドボルト３０ｃが燃焼圧力による荷重の一部をケース側フランジ部３ｂ伝達し、さらに該荷重をケース側フランジ部３ｂがケースボルト３０ａを介してクランクケース２に伝達し、このようにしてシリンダボディ３に作用する荷重を確実に軽減できる。この点から上記荷重に対するシリンダボディ３の耐久性を向上できる。
また長ヘッドボルト３０ｃとケースボルト３０ａとをシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部３ｂの厚さと略同じだけ重合させたので、上記長ヘッドボルト３０ｃが燃焼圧力による荷重の一部をケース側フランジ部３ｂに確実に伝達でき、シリンダボディ３の中間部に作用する荷重を軽減できる。
またシリンダボア軸線Ａ方向にみたとき、上記ケースボルト３０ａを、シリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線Ｃ１までの距離ａ１が上記長ヘッドボルト３０ｃから第１直線Ｃ１までの距離より小さくなるように配置したので、つまりケースボルト３０ａをクランク軸方向にシリンダボア中心側に寄せて配置したので、図７に二点鎖線で示すように、クランクケース２のシリンダボディ取付合面２ｅのクランク軸方向寸法を長ヘッドボルト３０ｃの配置位置付近まで小さくでき、その結果クランクケース２のクラク軸方向寸法を小さくできる。
さらにまた長ヘッドボルト３０ｃを、シリンダボディ２のケース側フランジ部３ｂに螺挿する構成を採用したので、つまりクランクケース２のシリンダボディ取付合面２ｅには螺挿しないようにしたので、クランクケース２に内蔵されているクランク軸８のウェブ８ｂとの干渉の問題を生じることはなく、長ヘッドボディ３０ｃを、シリンダ軸心を通るクランク軸と平行な第２直線Ｃ２までの距離ｂ２が上記ケースボルト３０ａから第２直線Ｃ２までの距離ｂ１より小さくなるように、つまりクランク軸側に寄せて配置でき、シリンダヘッド４，シリンダボディ３のクランク軸直角方向寸法を小さくできる。
また、上記長ヘッドボルト３０ｃの軸方向における一部３０ｃ′をシリンダボルト３の側壁から外方に露出させたので、長ヘッドボルト３０ｃを囲む壁を少なくできそれだけシリンダボディ３を軽量化できる。
また、上記第２直線Ｃ２を挟んだ両側にそれぞれ３本のヘッドボルトを配置したので、該第２直線Ｃ２方向中央のヘッドボルト３０ｂはシリンダボア軸線Ａからクランク軸直角方向に離れて位置することとなるが、該ヘッドボルト３０ｂについてはケース側フランジ部３ｂに達しない長さに設定したので、上記ケース側フランジ部３ｂは上記中央のヘッドボルト３０ｂに対応する部分については最小限にすることができ、シリンダボディ，クランクケースの大型化を回避できる。
また、シリンダボア３ａと、これの側方に形成されたチェーン室３ｄとの間に上記長ヘッドボルト３０ｃを配置したので、デッドスペースを有効利用して長ヘッドボルト３０ｃを配置できる。
さらにまた、上記長ヘッドボルト３０ｃの一端をケース側フランジ部３ｂに螺挿し、他端をシリンダヘッド４に袋ナット３２ｂで締め付け固定したので、シリンダヘッド上方スペースを大きくとることなくシリンダヘッドの取り外しが可能であり、エンジンのメンテナンス性を確保できる。
ここで上記右側の軸受ブラケット１２′は、図５，図１６に示すように、クランク軸８の右側軸受１１ａ′が軸受穴１２ａ内に圧入等により勘合挿入されるボス部１２ｂを有する。そしてこのボス部１２ｂの、クランク軸８方向に見た時、該クランク軸８を挟んだ前側及び後側部分から上記ボルト結合部１２ｃ，１２ｃが上方に、クランクケース２のシリンダ側合面２ｅの近傍まで延びている。
また左側の軸受ブラケット１２では、図５，図１７に示すように、クランク軸８方向に見た時、該クランク軸８を挟んだ前側及び後側部分から上記ボルト結合部１２ｃ，１２ｃが上方に、クランクケース２のシリンダ側合面２ｅの近傍まで延びている。またボス部１２ｂには鉄製で後述するバランサ駆動ギヤ２５ａより大きい外径を有する軸受カラー１２ｄが圧入されるカラー穴１２ｅが形成されている。そしてこの軸受カラー１２ｄの軸受穴１２ａ内に左側のクランク軸軸受１１ａが勘合挿入されている。
ここで上記軸受カラー１２ｄは、クランク軸８に上記バランサ駆動ギヤ２５ａを有するギヤ体２５が圧入装着された状態で該クランク軸８をクランクケース２内に組み立てることができるようにするためのものである。
また図５に示すように、上記クランク軸８の左軸部８ｃの上記ギヤ体２５と軸受１１ａとの間の部分にはシールプレート２５ｄが介在されている。このシールプレート２５ｄの内径側部分は上記ギヤ体２５と軸受１１ａのインナレースとで挟持され、その外径側部分と軸受１１ａのアウタレースとの間には両者の干渉を回避する僅かな隙間がある。また該シールプレート２５ｄの外周面は上記軸受カラー１２ｄのフランジ部１２ｈの内周面の摺接している。
さらにまたクランク軸８の右軸部８ｃ′の上記軸受１１ａ′とカバープレート１７ｇ間部分にはシール筒１７ｉが介在されている。このシール筒１７ｉの内周面は上記右軸部８ｃ′に勘合固定されている。またシール筒１７ｉの外周面にはラビリンス構造のシール溝が形成され、かつ右ケース部２ｂに形成されたシール孔２ｐの内面に摺接している。
このようにクランク軸８の左，右軸部８ｃ，８ｃ′の軸受１１ａ，１１ａ′外側にシールプレート２５ｄ，シール筒１７ｉを介在させることによりクランク室２ｃ内の圧力洩れが防止されている。
このように本実施形態によれば、アルミニウム合金製クランクケース２に鋳ぐるまれたクランク軸支持用の鉄合金製軸受部材１２，１２′の、シリンダボア軸線Ａを挟んだ両側にシリンダボディ３側に延びるボルト結合部（結合ボス部）１２ｃ，１２ｃを一体形成し、該ボルト結合部１２ｃにシリンダボディ３をクランクケース２に結合するためのケースボルト３０ａを螺挿したので、燃焼圧力による荷重をシリンダボア軸線Ａを挟んだ前，後２箇所のボルト結合部１２ｃにより均等に負担することができ、シリンダボディ３とクランクケース２との結合剛性を向上できる。
また、クランク軸８の近傍に該クランク軸８と平行に配置されているバランサ軸２２，２２′の少なくとも一端部を上記鉄合金製の軸受部材１２，１２′により支持したので、バランサ軸２２，２２′の支持剛性を高めることができる。
さらにまた、鉄製の軸受ブラケット１２，１２′をアルミニウム合金製のクランクケース２内に埋設するに当たり、ボルト結合部１２ｃの上端面１２ｆをクランクケース２のシリンダ側合面２ｅに露出させることなく内方に位置させたので、クランクケース２とシリンダブロック３との接合面に硬度，材質の異なる金属部材が混在することがなく、シール性の低下を回避できる。即ち、鉄製のボルト結合部１２ｃの上端面１２ｆをアルミニウム合金製のシリンダボディ３の下フランジ３ｂに形成されたケース側合面３ｃに当接させると熱膨張係数差等が起因してシール性が低下する。
また左側の軸受ブラケット１２においては、バランサ駆動ギヤ２５ａより外径の大きい軸受カラー１２を軸受１１ａの外周に装着したので、上記バランサ駆動ギヤ２５ａをクランク軸８に圧入等（一体形成でも勿論構わない）により装着固定した状態で該クランク軸８をクランクケース２内に組み付ける際に、該バランサ駆動ギヤ２５ａが軸受ブラケット１２のボス部１２ｂの最小内径部に干渉することがなく、支障無く組み付けできる。
上記クランクケース２は左，右ケース部２ａ，２ｂからなる左，右２分割式のものである。左ケース部２ａには左ケースカバー９が着脱可能に装着されており、該左ケース部２ａと左ケースカバー９で囲まれた空間はフラマグ室９ａとなっている。このフラマグ室９ａ内に、クランク軸８の左端部に装着されたフラマグ式発電機３５が収容されている。なお、上記フラマグ室９ａは、後述するチェン室３ｄ，４ｄを介してカム軸配置室に連通しており、カム軸を潤滑した潤滑油の大部分はチェン室４ｄ，３ｄを介してフラマグ室９ａ内に落下する。
また上記右ケース部２ｂには右ケースカバー１０が着脱可能に装着されており、該右ケース部２ｂと右ケースカバー１０とで囲まれた空間はクラッチ室１０ａとなっている。
上記クランクケース２の前部にはクランク室２ｃが、後部にはミッション室２ｄがそれぞれ形成されている。上記クランク室２ｃは上記シリンダボア３ａに向かって開放され、かつミッション室２ｄ等他の室とは実質的に画成されている。そのため上記ピストン６の上昇下降によりミッション室２ｄ内の圧力が変動し、ポンプとして機能するようになっている。
上記クランク軸８は上記クランク室２ｃ内に左，右のアーム部８ａ，８ａ及び左，右のウェイト部８ｂ，８ｂを収容するように配置されている。このクランク軸８は、上記左のアーム部８ａ，ウェイト部８ｂ及び軸部８ｃを一体化した左クランク軸部分と右のアーム部８ａ，ウェイト部８ｂ及び軸部８ｃ′を一体形成した右クランク軸部分とを筒状のクランクピン８ｄを介して一体的に結合した組立式のものである。
上記左，右の軸部８ｃ，８ｃ′は左，右ケース部２ａ，２ｂによりクランク軸受１１ａ，１１ａ′を介して回転自在に支持されている。この軸受１１ａ，１１ａ′は、上述の通り、アルミニウム合金製の左，右ケース部２ａ，２ｂにインサート鋳造された鉄合金製の軸受ブラケット１２，１２′の軸受穴１２ａ内に圧入されている。
上記ミッション室２ｄ内には変速機構１３が収納配設されている。この変速機構１３は、クランク軸８と平行に配置されたメイン軸１４とドライブ軸１５とを備え、メイン軸１４に装着された１速〜５速ギヤ１ｐ〜５ｐと、ドライブ軸１５に装着された１速〜５速ギヤ１ｗ〜５ｗとを常時噛合させた常時噛み合い式の構造のものである。
上記メイン軸１４は、上記左，右ケース部２ａ，２ｂによりメイン軸軸受１１ｂ，１１ｂを介して軸支され、上記ドライブ軸１５は、上記左，右ケース部２ａ，２ｂによりドライブ軸軸受１１ｃ，１１ｃを介して軸支されている。
上記メイン軸１４の右端部は上記右ケース部２ｂを貫通して右側に突出しており、該突出部に上述のクラッチ機構１６が装着され、該クラッチ機構１６は上記クラッチ室１０ａ内に位置している。そしてこのクラッチ機構１６の減速大ギヤ（入力ギヤ）１６ａは上記クランク軸８の右端部に固定装着された減速小ギヤ１７に噛合している。
上記ドライブ軸１５の左端部は左ケース部２ａから外方に突出しており、該突出部にドライブスプロケット１８が装着されている。このドライフスプロケット１８は後輪のドリブンスプロケットにドライブチェンにより連結されている。
本実施形態のバランサ装置１９は、上記クランク軸８を挟むように配置された、実質的に同一構造の前，後バランサ２０，２０′からなる。この前，後バランサ２０，２０′は、非回転式のバランサ軸２２，２２′とこれにより軸受２３，２３を介して回転自在に支持されたウェイト２４，２４とからなる。
ここで上記バランサ軸２２，２２′は、上記左，右ケース部２ａ，２ｂ同士をクランク軸方向に締め付け結合するためのケースボルト（結合ボルト）に兼用されている。該各バランサ軸２２，２２′は上記軸支されたウェイト２４のエンジン幅方向内側に形成されたフランジ部２２ａを左，右ケース部２ａ，２ｂ内にインサートされた上述の軸受ブラケット１２′，１２のボス部１２ｇに当接させ、反対側端部に固定ナット２１ｂ，２１ａを螺装することにより左，右ケース部２ａ，２ｂを結合している。
上記ウェイト２４は略半円状のウェイト本体２４ａとこれに一体形成された円形のギヤ支持部２４ｂとからなり、該ギヤ支持部２４ｂにはリング状のバランサ従動ギヤ２４ｃが装着固定されている。なお、２４ｂはウエイト本体２４ａと反対側の重量をできるだけ小さくする肉抜き穴である。
上記後側のバランサ２０′に装着されたバランサ従動ギヤ２４ｃは上記クランク軸８の左の軸部８ｃに圧入により固着されたギヤ体２５に相対回転可能に装着されたバランサ駆動ギヤ２５ａに噛合している。
なお、２５ｂは上記ギヤ体２５に一体形成されたタイミングチェン駆動用のスプロケットであり、図１１に示すようにバルブタイミングを合わせるための合せワーク２５ｃを有する。上記ギヤ体２５はクランク軸８が圧縮上死点位置にあるときに上記合せマーク２５ｃがクランク軸方向に見てシリンダボア軸線Ａに一致するようにクランク軸８に圧入される。
また前側のバランサ２０に装着されたバランサ従動ギヤ２４ｃは上記クランク軸８の右の軸部８ｃ′に装着固定された減速小ギヤ１７に相対回転可能に支持されたバランサ駆動ギヤ１７ａに噛合している。
ここで上記後側用のバランサ駆動ギヤ２５ａはギヤ体２５に対して相対回転可能に支持されており、また前側用のバランサ駆動ギヤ１７ａは減速小ギヤ１７に対して相対回転可能に支持されている。そして上記バランサ駆動ギヤ２５ａ，１７ａとギヤ体２５，減速小ギヤ１７との間にはＵ字形状の板ばねからなる緩衝ばね３３が介在されており、これによりエンジンのトルク変動等による衝撃がバランサ２０，２０′に伝達されるのを抑制するようになっている。
ここでは上記前側駆動用のバランサ駆動ギヤ１７ａについて、図１４に沿ってさらに詳述するが、後側駆動用のバランサ駆動ギヤ２５ａについても同様である。上記バランサ駆動ギヤ１７ａはリング状をなしており、減速小ギヤ１７の側面にこれよりも小径に形成されたスライド面１７ｂにより相対回転可能に支持されている。そしてこのスライド面１７ｂには多数のＵ字状のばね保持溝１７ｃがクランク軸芯を中心とする放射状をなすように凹設されており、該ばね保持溝１７ｃ内に上記Ｕ字状をなす緩衝ばね３３が挿入配置されている。この緩衝ばね３３の開口側端部３３ａ，３３ａは上記バランサ駆動ギヤ１７ａの内周面に凹設された係止凹部１７ｄの前，後段部に係止している。
上記減速小ギヤ１７とバランサ駆動ギヤ１７ａとの間にトルク変動等により相対回転が生じると緩衝ばね３３が上記端部３３ａ，３３ａの間隔が狭くなる方向に弾性変形してトルク変動を吸収する。なお、１７ｇは上記緩衝ばね３３を保持溝１７ｃ内に保持するためのカバープレート、１７ｈは減速小ギヤ１７とクランク軸８を結合するキーであり、また１７ｅ，１７ｆは減速小ギヤ１７とバランサ駆動ギヤ１７ａの組立時の合せマークである。
上記バランサ２０，２０′には、バランサ従動ギヤ２４ｃ，２４ｃと、バランサ駆動ギヤ２５ａ，１７ａとの間のバックラッシュを調整するための機構が設けられている。この調整機構は、上記バランサ軸２２，２２′のバランサ軸線と上記バランサ従動ギヤ２４ｃの回転中心線とを極僅か偏心させた構成となっている。即ち、上記バランサ軸２２，２２′をバランサ軸線回りに回動させると、上記偏心により上記バランサ従動ギヤ２４ｃの回転中心線と上記バランラ駆動ギヤ２５ａ，１７ａの回転中心線との間隔が僅かに変化し、もってバックラッシュが変化するようになっている。
ここで、上記バランサ軸２２，２２′をバランサ軸線回りに回転させるための機構は前側バランサ２０と後側バランサ２０′とでは異なる。まず、後側バランサ２０′では、後側のバランサ軸２２′の左端部に六角形状の係止突部２２ｂが形成され、該係止突部２２ｂに回動レバー２６の一端に形成されたスプライン状（多角形星形状）の係止穴２６ａが係止している。またこの回動レバー２６の他端部には上記バランサ軸線を中心とする円弧状のボルト穴２６ｂが形成されている。
上記ボルト穴２６ｂに挿入された固定ボルト２７はガイドプレート２８に植設されている。このガイドプレート２８は概ね円弧状をなしており、クランクケース２にボルト締め固定されている。なお、このガイドプレート２８は、潤滑油の流れを調整する機能をも有する。
後側のバランサ２０′のバックラッシュ調整は、上記固定ナット２１ａを緩めた状態で上記回動レバー２６を上記バックラッシュが適正な状態となるように回動した後、上記固定ボルト２７ａ，ナット２７ｂにより回動レバー２６を固定することにより行われ、その後上記固定ナット２１ａが締め付けられる。
上記前側のバランサ軸２２の左端部には断面円形の両側に平坦部２２ｅを形成してなる断面小判状の把持部２２ｆが形成されている（図１２参照）。該把持部２２ｆにはこれの外周形状に合致する内周形状を有するカラー２９ａが装着され、さらに該カラー２９ａの外側に保持レバー２９の保持部２９ｂが軸方向移動可能かつ相対回転不能に装着されている。この保持レバー２９の先端部２９ｅは左ケース部２ａのボス部２ｆにボルト２９ｆで固定されている。また、上記保持レバー２９の保持部２９ｂには締め付け用スリット２９ｃが形成されており、固定ボルト２９ｄを締め込むことにより上記カラー２９ａひいてはバランサ軸２２の回転を阻止するようになっている。さらにまた上記バランサ軸２２のカラー２９ａより軸方向外側にワッシャを介して上記固定ナット２１ｂが螺着されている。
前側のバランサ２０のバックラッシュの調整は、上記固定ナット２１ｂを緩めて、好ましくは取り外して上記バランサ軸２２の把持部２２ｆを工具で把持してバックラッシュが適正な状態となるように回動させた後、上記固定ボルト２９ｄを締め込むことにより行われ、その後上記固定ナット２１ｂが締め付けられる。
また上記バランサ軸２２，２２′の係止突部２２ｂの上部には潤滑油導入部２２ｃが円弧状に切欠き形成されている。該導入部２２ｃには、ガイド孔２２ｄが開口し、該ガイド孔２２ｄは該バランサ軸２２内に延びて外周面下部に貫通し、これにより上記潤滑油導入部２２ｃを上記バランサ軸受２３の内周面に連通させている。このようにして上記潤滑油導入部２２ｃに落下した潤滑油がバランサ軸受２３に供給される。
ここで上記ウェイト２４及びバランサ従動ギヤ２４ｃは、前バランサ２０においてはクランク軸方向右側端部に配置されているのに対し、後バランサ２０′においては左側端部に配置されている。また上記バランサ従動ギヤ２４ｃはウェイト２４に対して、前，後バランサ２０，２０′とも右側に位置しており、従ってウェイト２４とバランサ従動ギヤ２４ｃは前，後とも同一形状に設定されている。
このよう本実施形態によれば、前バランサ軸（第１バランサ軸）２２のクランク軸方向右側（一側）にバランサ２４のウェイト本体２４ａ及びバランサ従動ギヤ２４ｃを配設し、後バランサ軸（第２バランサ軸）２２′のクランク軸方向左側（他側）にウェイト本体２４ａ及びバランサ従動ギヤ２４ｃを配設したので、２軸式バランサ装置を設ける場合のクランク軸方向における重量バランスの低下を回避できる。
また、上記前，後バランサ軸２２，２２′を左，右ケース部２ａ，２ｂを結合するケースボルトに兼用したので、２軸式バランサ装置を採用する場合に構造の複雑化，部品点数の増加を抑制しながらクランクケースの結合剛性を高めることができる。
また上記各バランサウェイト本体２４ａとバランサギヤ２４ｃとを一体化し、かつバランサ軸２２，２２′により回転自在に支持したので、バランサウェイト本体２４ａ及びバランサ駆動ギヤ２４ｃからなるウェイト２４のみを回転駆動すれば良く、バランサ軸自体を回転駆動する必要がない分、エンジン出力の有効利用を図ることができる。
またバランサウェイトとバランサ軸とが一体化されているものに比較して組立上の自由度を向上できる。
また、上記バランサ従動ギヤ２４ｃの回転中心線をバランサ軸２２，２２′の軸線に対して偏位させたので、簡単な構造により、またバランサ軸を回転させるという簡単な操作によって上記バランサ従動ギヤ２４ｃとクランク軸８側のバランサ駆動ギヤ２５ａ，１７ａとのバックラッシュを調整することが可能であり、騒音の発生を防止できる。
上記バックラッシュ調整は、前のバランサ軸２２では、該バランサ軸２２の車幅方向左側に形成された把持部２２ｆを工具で把持して該バランサ軸２２を回動させ、また後のバランサ軸２２′ではこれの左側に設けられた回動レバー２６を回動させることにより行われる。このように前，後のバランサ軸２２，２２′の何れもエンジン左側からバックラッシュの調整を行うことが可能であり、バックラッシュ調整作業を能率よく行なうことができる。
また、バランサ従動ギヤ２４ｃと噛合するクランク軸８側のバランサ駆動ギヤ１７ａを、クランク軸８に固定される減速小ギヤ１７のスライド面１７ｂに相対回転可能に配設した構造とし、該スライド面１７ｄに凹設したばね保持溝１７ｃにＵ字状の緩衝ばね３３を配設したので、コンパクトな構造によりエンジンのトルク変動等による衝撃を吸収してバランサ装置を円滑に作動させることができる。なお、バランサ駆動ギヤ２５ａ側についても同様である。
さらにまた上記前側のバランサ軸２２の右端部にはこれと同軸をなすように冷却水ポンプ４８が配設されている。この冷却水ポンプ３８の回転軸は、後述する潤滑油ポンプ５２の場合と同様の構造を有するオルダム継ぎ手等によりバランサ軸２２に、これとの間の若干の芯ずれを吸収可能に接続されている。
本実施形態の動弁装置は、上記クランク軸８により上記ヘッドカバー５内に配置された吸気カム軸３６，及び排気カム軸３７を回転駆動するようになっている。具体的には、上記クランク軸８の左の軸部８ｃに圧入装着されたギヤ体２５のクランクスプロケット２５ｂと、上記シリンダヘッド４に植設された支持軸３９によって軸支された中間スプロケット３８ａとがタイミングチェン４０で連結され、該中間スプロケット３８ａに一体形成された、該中間スプロケット３８ａより小径の中間ギヤ３８ｂが上記吸気，排気カム軸３６，３７の端部に固着された吸気，排気ギヤ４１，４２に噛合している。なお、上記タイミングチェン４０はシリンダブロック３，シリンダヘッド４の左壁に形成されたチェン室３ｄ，４ｄ内を通るように配置されている。
上記中間スプロケット３８ａ及び中間ギヤ３８ｂは、シリンダヘッド４のチェン室４ｄをシリンダボア軸線Ａ上にてクランク軸方向に貫通する上記支持軸３９により２組のニードル軸受４４を介して軸支されている。上記支持軸３９はそのフランジ部３９ａが２本のボルト３９ｂによりシリンダヘッド４に固定されている。なお、３９ｃ，３９ｄはシール用ガスケットである。
ここで上記２組のニードル軸受４４，４４には市販品（規格品）が採用されており、該各軸受４１，４１間には間隔調整用のカラー４４ａが配設され、両端にはスラスト荷重を受けるためのスラストワッシャ４４ｂ，４４ｂが配設されている。このスラストワッシャ４４ｂは中間スプロケットの端面に摺接する大径部と上記ニードル軸受４４に向けて軸方向に突出する段部とを有する段付き形状のものである。
このように２組の軸受４４，４４の間に間隔調整用のカラー４４ａを介在させたので、カラー４４ａの長さ調整によりニードル軸受として市販の規格品を採用することができ、コストを低減できる。
またスラストワッシャ４４ｂとして段付き形状のものを採用したので、上記中間スプロケット３８ａの組立作業性を向上できる。即ち、中間スプロケット３８ａの組立に当たっては、該中間スプロケット３８ａ及び中間ギヤ３８ｂを両端にスラストワッシャを落下しないよう位置させてチェン室４ｄ内に配置した状態で支持軸３９を外側から挿入することとなるが、上記スラストワッシャ４４ｂの段部を中間スプロケット３８ａの軸穴に係止させておくことにより該スラストワッシャ４４ｂの落下を防止でき、従ってそれだけ組立性を改善できる。
また上記支持軸３９にはシリンダヘッド４に形成されたオイル導入孔４ｅによりカム室内から導入された潤滑油をニードル軸受４４に供給するオイル孔３９ｅが形成されている。
また上記中間スプロケット３８ａには４つの肉抜き穴３８ｃと２つの肉抜き兼用組立時覗き穴３８ｃ′が６０度間隔毎に形成されている。そして上記中間ギヤ３８ｂの覗き穴３８ｃ′の略中心に位置する歯に合せマーク３８ｄが刻印されており、吸気，排気カムギヤ４１，４２の、上記合せマーク３８ｄに対応する２つの歯にも合せマーク４１ａ，４２ａが刻印されている。ここで左，右の合せマーク３８ｄ，３８ｄと合せマーク４１ａ，４２ａを合致させると、吸気，排気カム軸４１，４２は圧縮上死点に位置するようになっている。
さらにまた、上記中間スプロケット３８ａの、上記合せマーク３８ｄと４１ａ，４２ａが合致した時点でシリンダヘッド４のカバー側合面４ｆ上に位置する部分に合せマーク３８ｅ，３８ｅが形成されている。
バルブタイミングを合わせるには、まず上述の合せマーク２５ｃ（図１１参照）をシリンダボア軸線Ａに一致させることによりクランク軸８を圧縮上死点位置に保持する。また支持軸３９を介してシリンダヘッド４に取り付けられている上記中間スプロケット３８ａ及び中間ギヤ３８ｂを、該中間スプロケット３８ａの合せマーク３８ｅがカバー側合面４ｆに一致するように位置決めし、この状態でカムスプロケット２５ｂと中間スプロケット３８ａとをタイミングチェン４０で連結する。そして上記吸気，排気カム軸３６，３７の上記吸気，排気カムギヤ４１，４２を、これらの合せマーク４１ａ，４２ａが中間ギヤ３８ｂの合せマーク３８ｄと一致するよう覗き穴３８ｃ′から確認しながら該中間ギヤ３８ｂに噛合させ、上記吸気，排気カム軸３６，３７をシリンダヘッド４の上面にカムキャリアを介して固定する。
このように、大径の中間スプロケット３８ａに軽量化用肉抜き兼用の覗き穴３８ｃ′を設け、該覗き穴３８ｃ′から背面側の小径の中間ギヤ３８ｂの合せマーク３８ｄとカムギヤ４１，４２の合せマーク４１ａ，４２ａとの一致状態を確認できるようにしたので、小径の中間ギヤ３８ｂを大径の中間スプロケット３８ａの背面に配設しながら、中間ギヤ３８ｂとカムギヤ４１，４２との噛合位置を容易確実に目視により確認でき、バルブタイミングを支障なく合わせることができる。
また中間ギヤ３８ｂを中間スプロケット３８ａの背面側に配置できるので、中間ギヤ３８ｂと噛合するカムギヤ４１，４２からカムノーズ３６ａまでの寸法を短くでき、それだけカム軸の捩れ角を小さくでき、バルブの開閉タイミングの制御精度を向上できる。また、カム軸回りをコンパクト化できる。
即ち、例えば中間ギヤ３８ｂを中間スプロケット３８ａの前面に配置した場合には、バルブタイミング合せを容易に行うことができるが、上述のカムギヤ４１，４２からカムノーズまでの寸法が長くなり、それだけカム軸の捩れ角が大きくなってバルブ開閉タイミングの制御精度が低下する。
また中間ギヤ３８ｂを中間スプロケット３８ａの前面に配置した場合には、中間スプロケット３８ａとカム軸３６，３７との干渉を回避するために中間スプロケット支持軸３９とカム軸３６，３７との間隔を拡げる必要があり、それだけカム軸回りが大型化する懸念がある。
ここで上記中間ギヤ３８ｂとカムギヤ４１，４２との間にはバックラッシュ調整機構が設けられている。この調整機構は、吸気カムギヤ４１及び排気カムギヤ４２を、それぞれドライブギヤ（動力電動ギヤ）４６とシフトギヤ（（調整ギヤ）４５との２枚のギヤで構成し、かつドライブギヤ４６，シフトギヤ４５の角度位置を調整可能とした構造のものである。
即ち、カム軸３６，３７の端部に形成されたフランジ部３６ｂ，３７ｂにシフトギヤ４５，及びドライブギヤ４６が４つの周方向に長い長孔４５ａ，４６ａ及び４本の長ボルト６８ａで角度位置を調整可能に固定されるとともに、外側に配置されているドライブギヤ４６に逃げ部４６ｂが切欠き形成され、該逃げ部４６ｂを利用してシフトギヤ４５のみが２つの長孔４５ｂ及び２本の短ボルト６８ｂにより角度位置を調整可能に固定されている。
バックラッシュの調整は以下の手順で行われる。なお本実施形態エンジンでは、中間ギヤ３８ｂは図３に示すようにエンジンの左側から見た状態で反時計回りに回転する。従って吸気カムギヤ４１，排気カムギヤ４２は何れも時計回りに回転する。またここではバックラッシュ調整を吸気カムギヤ４１について説明するが、排気カムギヤ４２についても同様である。
まず、吸気側カムギヤ４１の固定ボルト６８ａ，６８ｂを全て緩め、シトフギヤ４５を時計回りに回動させて該シトフギヤ４５の時計方向前側の歯面を中間ギヤ３８ｂの反時計方向後側の歯面に軽く当接させ、この状態で２本の短ボルト６８ｂによりシフトギヤ４５をカム軸３６のフランジ部３６ｂに固定する。そしてドライブギヤ４６を反時計方向に回動させてこれの反時計方向前側の歯面（被駆動面）を中間ギヤ３８の反時計方向前側の歯面（駆動面）に所要のバックラッシュが得られるように当接させ、この状態で４本の長ボルト６８ａを締め込むことによりドライブギヤ４６及びシフトギヤ４５を吸気カム軸３６に固定する。
このように、吸気，排気カムギヤ４１，４２をドライブギヤ（動力伝達ギヤ）４６と該ギヤに対して相対回転可能のシフトギヤ（調整ギヤ）４５とで構成したので、シフトギヤ４５をドライブギヤ４６に対して回転方向前進側又は後進側に相対回転させることによりバックラッシュを調整することができる。
なお、本実施形態では、カムギヤ４１，４２を構成するドライブギヤ４６とシフトギヤ４５の両方ともがカム軸に対して相対回転可能の場合を説明したが、該ドライブギヤ４６，シフトギヤ４５の何れか一方のギヤを相対回転可能とし、他方のギヤはカム軸に一体化したものであっても良い。この場合カム軸に一体化されている方を動力伝達用ギヤとすることが望ましい。このような構成の場合でも、上記実施形態におけるのと同様の作用効果が得られる。
また本実施形態ではチェン駆動方式のものに本発明を適用した場合を説明したが、歯付きベルトによる駆動方式にも勿論本発明を適用できる。
次に潤滑構造について説明する。
本実施形態エンジンの潤滑装置５０は、別体の潤滑油タンク５１内に貯留された潤滑油を車体フレーム５６のダウンチューブ５６ｃを介して潤滑油ポンプ５２で吸引加圧し、該ポンプ５２からの吐出油をカム潤滑系５３と、ミッション潤滑系５４と、クランク潤滑系５５の３系統に分離して各被潤滑部に供給し、これらの各被潤滑部を潤滑した潤滑油を上記ピストン６の昇降に伴うクランク室２ｃ内の圧力変動を利用して上記潤滑油タンク５１に戻すように構成されている。
上記潤滑油タンク５１は、車体フレーム５６のヘッドパイプ５６ａ，メインチューブ５６ｂ，ダウンチューブ５６ｃ，及び補強ブラケット５６ｄで囲まれた空間に一体形成されている。この潤滑油タンク５１は上記ダウンチューブ５６ｃから該ダウンチューブ５６ｃの下部同士を接続するクロスパイプ５６ｅに連通している。
そして上記クロスパイプ５６ｅはこれに接続された出口管５６ｆ，オイルホース５７ａ，継ぎ手パイプ５７ｂ，クランクケースカバーに形成されたオイル吸込み通路５８ａを介して上記潤滑油ポンプ５２の吸込み口に接続されている。この潤滑油ポンプ５２の吐出口はオイル吐出通路５８ｂ，外部接続室５８ｃ，オイル通路５８ｄを介してオイルフィルタ５９に接続され、該オイルフィルタ５９の二次側で上述の３つの潤滑系５３，５４，５５に分離される。
上記オイルフィルタ５９は、上記右ケースカバー１０に凹設されたフィルタ凹部１０ｂにフィルタカバー４７を着脱自在に装着して構成されたフィルタ室５９ｄ内にオイルエレメント５９ｅを配設してなるものである。
上記カム潤滑系５３は、上記フィルタカバー４７から上記フィルタ凹部１０ｂの外側に形成されたオイル通路のカム側出口５９ａにＴ字状の潤滑油パイプの縦辺部５３ａの下端を接続し、該潤滑油パイプの横辺部５３ｂの左，右端をカム軸給油通路５３ｃに接続し、該通路５３ｃを介して潤滑油をカム軸３６，３７の軸受部等の被潤滑部に供給するようにした概略構成を有する。
上記ミッション潤滑系５４は以下の構成を有する。上記オイルフィルタ５９のミッション側出口５９ｂに、右ケース部２ｂ内に形成された右ミッション給油通路５４ａが接続され、該給油通路５４ａは左ケース部２ａ内に形成された左ミッション給油通路５４ｂを介してメイン軸１４の軸芯に形成されたメイン軸孔１４ａ内に連通している。そしてこのメイン軸孔１４ａは複数の分岐孔１４ｂによりメイン軸１４と変速ギヤとの摺動部に連通しており、該メイン軸孔１４ａに供給された潤滑油が分岐孔１４ｂを通って上記摺動部に供給される。
また上記左ミッション給油通路５４ｂの途中部分は左，右ケース部２ａ，２ｂを結合するためのケースボルト６０を挿通するボルト孔６０ａに連通している。このボルト孔６０ａは、上記左，右ケース部２ａ，２ｂにこれらの合面で対向当接するよう形成された筒状のボス部６０ｃ，６０ｃに上記ケースボルト６０の外径より若干大きい内径の孔を形成してなるものである。このボス部６０ｃはメイン軸１４とドライブ軸１５のギヤ列の噛合部近傍に位置しており、また上記ボルト孔６０ａ内の潤滑油を上記噛合部に向けて噴出させる複数の分岐孔６０ｂが形成されている。なお、図１９におけるボルト６０は、左，右ケース部分を展開して記載されているがこれらは同一ボルトである。
さらにまた上記ボルト孔６０ａの右端部は連通孔５４ｃを介して上記ドライブ軸１５の軸芯に形成されたドライブ軸孔１５ａに連通している。そしてこのドライブ軸孔１５ａは、その左側部分が仕切壁１５ｃで閉塞され、また複数の分岐孔１５ｂによりドライブ軸１５とドライブギヤとの摺動部に連通している。このようにして、該ドライブ軸孔１５ａに供給された潤滑油が分岐孔１５ｂを通って上記摺動部に供給される。
上記クランク潤滑系５５は以下の構成を有する。上記フィルタカバー４７に、クランク側出口５９ｃから潤滑油ポンプ５２に向けて延びるようにクランク給油通路５５ａが形成され、該通路５５ａを上記潤滑油ポンプ５２の回転軸６２の軸芯に貫通形成された連通孔６２ａに連通させ、さらに該連通孔６２ａは連結パイプ６４を介してクランク軸８の軸芯に形成されたクランク給油孔８ｅに連通されている。そしてこのクランク給油孔８ｅは、分岐孔８ｆを介してクランクピン６５のピン孔６５ａ内に連通し、該ピン孔６５ａは分岐孔６５ｂを介してコンロッド７の大端部７ａのニードル軸受７ｂの転動面に開口している。このようにして、オイルフィルタ５９で濾過された潤滑油が上記ニードル軸受７ｂの転動面に供給される。
上記潤滑油ポンプ５２は以下の構造を有する。左，右ケース６１ａ，６１ｂからなる二分割式のケーシング６１の右ケース６１ｂにポンプ室６１ｃが凹設され、該ポンプ室６１ｃ内に回転子６３が回転自在に配設されている。この回転子６３の軸芯に回転軸６２が貫通するように挿入配置され、該回転軸６２と回転子６３とがピン６３ａにより固定された概略構造のものである。なお、上記左ケース６１ａのポンプ室上流側，下流側に上記オイル吸込み通路５８ａ，オイル吐出通路５８ｂがそれぞれ接続されている。また６６は潤滑油ポンプ５２の吐出圧を所定値以下に保持するためのリリーフ弁であり、該潤滑油ポンプ５２の吐出側の圧力が所定値以上となったとき該吐出側の圧力をオイル吸込み通路５８ａ側に逃がすようになっている。
上記回転軸６２は上記ポンプケース６１を軸方向に貫通する筒状のものであり、図示右端部は上記クランク給油通路５５ａに開口している。また回転軸６２の図示左端部には動力伝達用フランジ部６２ｂが一体形成されている。該フランジ部６２ｂは上記クランク軸８の右端面に対向しており、上記フランジ部６２ｂとクランク軸８とはオルダム継ぎ手６７により、若干の芯ずれを吸収可能に連結されている。
上記オルダム継ぎ手６７は、詳細にはクランク軸８とフランジ部６２ｂとの間に継ぎ手プレート６７ａを配置し、該継ぎ手プレート６７ａの連結孔６７ｄ内にクランク軸８の端面に植設されたピン６７ｂ及びフランジ部６２ｂに植設されたピン６７ｃを挿入した構造のものである。
また上記連結パイプ６４は上記クランク軸８の右端開口と回転軸６２の左端開口とを連通するためのものであり、クランク軸開口内周及び回転軸開口内周と連結パイプ６４の外周との間はオイルシール６４ａによりシールされている。
ここで上述のようにクランク室２ｃは他のミッション室２ｄ，フラマグ室９ａ，クラッチ室１０ａ等と画成されており、これによりピストン６のストロークに伴って該クランク室２ｃ内の圧力を正負に変動させ、該圧力変動により上記各室内の潤滑油を上述の潤滑油タンク５１に戻すオイル戻し機構が構成されている。
詳細には、上記クランク室２ｃには吐出口２ｇ及び吸込み口２ｈが形成されている。この吐出口２ｇにはクランク室内圧力が正のとき開く吐出口リード弁６９が配設されており、上記吸込み口２ｈにはクランク室内圧力が負のとき開く吸込み口リード弁７０が配設されている。
そして上記吐出口２ｇはクランク室２ｃから連通孔２１を介してクラッチ室１０ａに連通し、該クラッチ室１０ａから連通孔２ｊを介してミッション室２ｄに連通し、さらに該ミッション室２ｄは連通孔２ｋを介してフラマグ室９ａに連通している。このフラマグ室９ａに連通するように形成された戻り口２ｍは戻りホース５７ｃ，オイルストレーナ５７ｄ，戻りホース５７ｅを介して上記潤滑油タンク５１に連通している。
ここで上記戻り口２ｍにはガイドプレート２ｎが配設されている。このガイドプレート２ｎは上記戻り口ｍを、底壁２ｐとの隙間ａを狭くしかつ幅ｂを広く確保することにより潤滑油を確実に吐出する機能を有する。
また上記潤滑油タンク５１には、該タンク内の空気中に含まれるオイルミストを遠心力で分離して上記クランク室２ｃに戻すオイル分離機構が接続されている。このオイル分離機構は、円錐状の分離室７１の上部に、潤滑油タンク５１の上部に一端が接続された導入ホース７２ａの他端を接線方向に接続し、該分離室７１の底部に接続した戻りホース７２ｂを上記クランク室２ｃの吸込み口２ｈに接続した構造のものである。なお、上記オイルミストが分離された空気は排気ホース７２ｃを介して大気に排出される。
以上のように本実施形態では、クランク室２ｃをピストン６の昇降により圧力が変動するように略密閉空間とし、該クランク室２ｃ内に流入した潤滑油を該クランク室２内圧力の変動により上記潤滑油貯留タンク５１に送油するようにしたので、専用の送油ポンプ（スカベンジングポンプ）を不要にでき、構造の簡素化及びコストの低減を図ることができる。
また、クランク室２ｃの送油通路接続部付近にクランク室内圧力が上昇したとき開き、低下したとき閉じる吐出口リード弁（出側逆止弁）６９を配設したので、クランク室内の潤滑油をより確実に潤滑油貯留タンク５１に送油できる。
また、上記潤滑油貯留タンク５１内の油面より上側と上記クランク室２ｃとを戻りホース７２ａ，７２ｂで接続し、該クランク室２ｃの戻りホース接続部付近にクランク室２ｃ内圧力が下降したとき開き、上昇したとき閉じる吐出口リード弁（吸込み側逆止弁）７０を配設したので、ピストン上昇時にクランク室２ｃ内に必要な空気が吸入され、ピストン６の下降時にクランク室２ｃ内圧が高くなり、クランク室２ｃ内の潤滑油をより一層確実に送油できる。
ちなみにクランク室内への外部からの空気供給経路を有しない場合、ピストン，シリンダボア間のシール性が高いと、ピストン上昇時にクランク室内が負圧となり、ピストンが下降してもクランク室内圧が負圧又は低い正圧にしかならず、送油ができなくなる場合が懸念される。
さらにまた、潤滑油ミストを分離する遠心式潤滑油ミスト分離器７１を上記戻り通路７２ａ，７２ｂの途中に介設し、分離された潤滑油を戻りホース７２ｂを介してクラク室２ｃに戻し、ミスト分が分離された空気を大気に排出するようにしたので、潤滑油ミスト分だけをクランク室内に戻すことができ、クランク室内に過剰の空気が流入することによる送油効率の低下を回避でき、大気汚染を防止しながらより確実にクランク室内の潤滑油を送油できる。
また、潤滑油ポンプ５２をクランク軸８の一端に接続配置し、該潤滑油ポンプ５２の吐出口を該潤滑油ポンプ５２内に形成した連通孔（ポンプ内給油通路）６２ａ及び連結パイプ６４を介してクランク軸８内に形成されたクランク給油孔（クランク軸内給油通路）８ｅに連通させたので、簡単でかつコンパクトな構造によりクランク軸８の被潤滑部に潤滑油を供給できる。
また、上記クランク軸８と潤滑油ポンプ５２とを軸直角方向の変位を吸収可能のオルダム継ぎ手６７により接続するとともに、連通孔６２ａとクランク給油孔８ｅとを連結パイプ６４で連通させ、該連結パイプ６４と上記連通孔６２ａ，クランク給油孔８ｅとの間に弾性を有するＯリング６４ａを介在させたので、クランク軸８とポンプ軸６２との間に多少の芯ずれが発生した場合でも支障なく潤滑油を上記被潤滑部に供給でき、必要な潤滑性を確保できる。
さらにまた、変速装置を構成する上記メイン軸１４，ドライブ軸１５の近傍に筒状のボス部６０ｃを形成するとともに、これのボルト孔６０ａ内にクランクケース結合用のケースボルト６０を挿入し、該ボルト孔６０ａ内面とケースボルト６０外面との空間を潤滑油通路とし、上記ボス部６０ｃ変速ギヤに指向する分岐孔（潤滑油供給孔）６０ｂを形成したので、専用の潤滑油供給通路を設けることなく変速ギヤの噛合面に潤滑油を供給できる。
また、上記ボルト孔６０ｃ内面とケースボルト６０外面とで形成される潤滑油通路の他端を、上記ドライブ軸１５内に形成されたドライブ軸孔（潤滑油通路）１５ａの反出力側開口に連通させたので、専用の潤滑油供給通路を設けることなくドライブ軸１５の変速ギヤ摺動部に潤滑油を供給できる。
産業上の利用可能性
請求項１の発明によれば、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部をケース側フランジ部に螺挿したので、燃焼圧力による荷重のうち上記ヘッドボルトが負担する分だけシリンダボディに作用する荷重が減少し、従ってそれだけシリンダボディに発生する応力を小さくでき、シリンダボディの耐久性を向上できる。
即ち、例えばシリンダボディのヘッド側フランジ部とシリンダヘッドとをボルト締め締結し、ケース側フランジ部とクランクケースとをボルト締め締結しただけの構造の場合、上記燃焼圧力による荷重がそのままシリンダボディに作用することとなり、シリンダボディの肉厚等の如何によっては耐久性が不十分となり、極端な場合はシリンダボディにクラックが生じる懸念があるが、本発明ではこのような問題を回避できる。
請求項２の発明によれば、フランジ螺挿ヘッドボルトとケースボルトとがシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部の厚さと略同じだけ重合しているので、フランジ螺挿ヘッドボルトが燃焼圧力による荷重の一部をケース側フランジ部に確実に伝達でき、シリンダボディの中間部に作用する荷重を軽減できる。
請求項３の発明によれば、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとが近接配置されているので、フランジ螺挿ヘッドボルトが燃焼圧力による荷重の一部をケース側フランジ部により一層確実に伝達でき、さらに該荷重をケース側フランジ部がケースボルトを介してクランクケースに確実に伝達でき、シリンダボディに作用する荷重を確実に軽減できる。
また請求項４の発明によれば、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記ケースボルトを、シリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線までの距離が上記フランジ螺挿ヘッドボルトから第１直線までの距離より小さくなるように配置したので、つまりケースボルトをクランク軸方向にシリンダボア中心側に寄せて配置したので、クランクケースのシリンダボディ取付合面のクランク軸方向寸法をフランジ螺挿ヘッドボルトの配置位置付近まで小さくでき、その結果クランクケースのクラク軸方向寸法を小さくできる。
請求項５の発明によれば、フランジ螺挿ヘッドボルトを、シリンダボディのケース側フランジ部に螺挿する構成を採用したので、つまりクランクケースには螺挿しないようにしたので、クランクケースに内蔵されているクランク軸ウェブとの干渉の問題を生じることはなく、フランジ螺挿ヘッドボルトを、シリンダ軸心を通るクランク軸と平行な第２直線までの距離が上記ケースボルトから第２直線までの距離より小さくなるように、つまりクランク軸側に寄せて配置でき、シリンダヘッド，シリンダボディのクランク軸直角方向寸法を小さくできる。
請求項６の発明によれば、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの軸方向における一部を外方に露出させたので、それだけシリンダボディを軽量化できる。
請求項７の発明によれば、上記第２直線を挟んだ両側にそれぞれ少なくとも３本のヘッドボルトを配置したので、該第２直線方向中央のヘッドボルトはシリンダ軸線から離れて位置することとなるが、該ヘッドボルトについてはケース側フランジ部に達しない長さに設定したので、上記ケース側フランジ部は上記中央に対応する部分については最小限にすることができ、シリンダボディ，クランクケースの大型化を回避できる。
請求項８の発明によれば、シリンダボアと、これの側方に形成されたチェーン室との間に上記フランジ螺挿ヘッドボルトを配置したので、デッドスペースを有効利用してフランジ螺挿ヘッドボルトを配置できる。
請求項９の発明によれば、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの一端をケース側フランジ部に螺挿し、他端をシリンダヘッドに袋ナットで締め付け固定したので、シリンダヘッド上方スペースを大きくとることなくシリンダヘッドの取り外しが可能であり、エンジンのメンテナンス性を確保できる。
【図面の簡単な説明】
図１は、本発明の一実施形態によるエンジンの右側面図である。
図２は、上記エンジンの断面平面展開図である。
図３は、上記エンジンの動弁装置を示す左側面図である。
図４は、上記動弁装置の断面背面図である。
図５は、上記エンジンのバランサ装置を示す断面平面展開図である。
図６は、上記エンジンのシリンダヘッドの底面図である。
図７は、上記エンジンのシリンダボディの底面図である。
図８は、上記エンジンのシリンダボディ−シリンダヘッド結合部の断面側面図である。
図９は、上記エンジンのシリンダボディ−シリンダヘッド結合部の断面側面図である。
図１０は、上記エンジンのシリンダボディ−クランクケース結合部の断面側面図である。
図１１は、上記エンジンのバランサ装置を示す左側面図である。
図１２は、上記バランサ装置の保持レバー取り付け部の拡大断面図である。
図１３は、上記バランサ装置の回動レバー構成部品の側面図である。
図１４は、上記バランサ装置のバランサ駆動ギヤの緩衝構造を示す側面図である。
図１５は、上記バランサ装置の右側面図である。
図１６は、上記エンジンの軸受ブラケットの断面右側面図である。
図１７は、上記エンジンの軸受ブラケットの断面左側面図である。
図１８は、上記エンジンの潤滑装置の模式構成図である。
図１９は、上記潤滑装置の構成図である。
図２０は、上記潤滑装置の潤滑油ポンプ回りの断面側面図である。
図２１は、上記潤滑装置の断面左側面図である。
【０００２】
している。
上記公報記載の締結構造の場合、シリンダヘッド１をシリンダボディ２を貫通するボルト１７によりクランクケース３，４に締め付け固定しているので、シリンダボディに作用する燃焼圧力の一部をボルト１７が負担することとなり、それだけシリンダボディに発生する応力を小さくでき、シリンダボディの耐久性を向上できる。
しかしながら上記公報に記載されたものでは、ヘッドボルトをシリンダヘッドの固定位置に合わせた位置でクランクケースに螺挿することとなるが、シリンダヘッド側には冷却水ジャケットがあるためこれを避けてヘッドボルトを外方に配置せざるを得なくなる。そのため平面視でシリンダ軸線から離れた位置にてクランクケースを締め付けることとなり、それだけクランクケースが不要に大型化してしまう。またヘッドボルトをクランクケースに螺挿する構造であるため、該ヘッドボルトをクランク軸のクランクウェブと干渉しない位置に配置するとともに、シリンダヘッドの固定位置とクランクケースの固定位置とを一致させなければならないので、設計上の自由度が低下する。
本発明は、このような従来の問題点に鑑みてなされたものであり、クラクケースを不要に大型化することなく、またヘッドボルトの配置位置上の自由度を低下させることなく、エンジンの耐久性を確保できるエンジンの締結構造を提供することを課題としている。
発明の開示
請求項１の発明は、クランクケースにシリンダボディ，シリンダヘッドを積層締結するようにしたエンジンの締結構造において、ケースボルトをシリンダボディのクランクケース側端部に形成されたケース側フランジ部を貫通させて該クランクケースのシリンダボディ側端部にねじ込むことにより該シリンダボディをクランクケースに締結し、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部をフランジ螺挿ヘッドボルトとし、該フランジ螺挿ヘッドボルトを上記ケース側フランジ部に形成されたねじ部に螺挿
している。
上記公報記載の締結構造の場合、シリンダヘッド１をシリンダボディ２を貫通するボルト１７によりクランクケース３，４に締め付け固定しているので、シリンダボディに作用する燃焼圧力の一部をボルト１７が負担することとなり、それだけシリンダボディに発生する応力を小さくでき、シリンダボディの耐久性を向上できる。
しかしながら上記公報に記載されたものでは、ヘッドボルトをシリンダヘッドの固定位置に合わせた位置でクランクケースに螺挿することとなるが、シリンダヘッド側には冷却水ジャケットがあるためこれを避けてヘッドボルトを外方に配置せざるを得なくなる。そのため平面視でシリンダ軸線から離れた位置にてクランクケースを締め付けることとなり、それだけクランクケースが不要に大型化してしまう。またヘッドボルトをクランクケースに螺挿する構造であるため、該ヘッドボルトをクランク軸のクランクウェブと干渉しない位置に配置するとともに、シリンダヘッドの固定位置とクランクケースの固定位置とを一致させなければならないので、設計上の自由度が低下する。
本発明は、このような従来の問題点に鑑みてなされたものであり、クラクケースを不要に大型化することなく、またヘッドボルトの配置位置上の自由度を低下させることなく、エンジンの耐久性を確保できるエンジンの締結構造を提供することを課題としている。
発明の開示
請求項１の発明は、クランクケースにシリンダボディ，シリンダヘッドを積層締結するようにしたエンジンの締結構造において、ケースボルトをシリンダボディのクランクケース側端部に形成されたケース側フランジ部を貫通させて該クランクケースのシリンダボディ側端部にねじ込むことにより該シリンダボディをクランクケースに締結し、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部をフランジ螺挿ヘッドボルトとし、該フランジ螺挿ヘッドボルトを上記ケース側フランジ部に形成されたねじ部に螺挿
【０００３】
したことを特徴としている。
請求項２の発明は、請求項１において、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとがシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部の厚さと略同じだけ重合していることを特徴としている。
請求項３の発明は、請求項１又は２において、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとが近接配置されていることを特徴としている。
請求項４の発明は、請求項１ないし３の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記ケースボルトは、該ケースボルトからシリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線までの距離が上記フランジ螺挿ヘッドボルトから第１直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴としている。
請求項５の発明は、請求項１ないし４の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、該ヘッドボルトからシリンダ軸心を通るクランク軸と平行な第２直線までの距離が上記ケースボルトから第２直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴としている。
請求項６の発明は、請求項１ないし５の何れかにおいて、上記シリンダボディのシリンダヘッド側端部には上フランジ部が形成され、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、上記上フランジ部を貫通するとともに上記ケース側フランジ部に螺挿され、該ケース側フランジ部と上記上フランジ部との間の部分が外方に露出しているを特徴としている。
請求項７の発明は、請求項１ないし６の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記第２直線を挟んだ両側にそれぞれ少なくとも３本のヘッドボルトが配置され、上記第２直線方向中央のヘッドボルトは上記ケース側フランジ部に達しない長さに設定されていることを特徴としている。
請求項８の発明は、請求項１ないし７の何れかにおいて、シリンダボアの側方に形成され、クランク軸とカム軸とを連結するカム軸駆動チェーンが配置されるチェーン室と上記シリンダボアとの間に上記フランジ螺挿ヘッドボルトを配置し
したことを特徴としている。
請求項２の発明は、請求項１において、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとがシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部の厚さと略同じだけ重合していることを特徴としている。
請求項３の発明は、請求項１又は２において、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとが近接配置されていることを特徴としている。
請求項４の発明は、請求項１ないし３の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記ケースボルトは、該ケースボルトからシリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線までの距離が上記フランジ螺挿ヘッドボルトから第１直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴としている。
請求項５の発明は、請求項１ないし４の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、該ヘッドボルトからシリンダ軸心を通るクランク軸と平行な第２直線までの距離が上記ケースボルトから第２直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴としている。
請求項６の発明は、請求項１ないし５の何れかにおいて、上記シリンダボディのシリンダヘッド側端部には上フランジ部が形成され、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、上記上フランジ部を貫通するとともに上記ケース側フランジ部に螺挿され、該ケース側フランジ部と上記上フランジ部との間の部分が外方に露出しているを特徴としている。
請求項７の発明は、請求項１ないし６の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記第２直線を挟んだ両側にそれぞれ少なくとも３本のヘッドボルトが配置され、上記第２直線方向中央のヘッドボルトは上記ケース側フランジ部に達しない長さに設定されていることを特徴としている。
請求項８の発明は、請求項１ないし７の何れかにおいて、シリンダボアの側方に形成され、クランク軸とカム軸とを連結するカム軸駆動チェーンが配置されるチェーン室と上記シリンダボアとの間に上記フランジ螺挿ヘッドボルトを配置し
【０００４】
たことを特徴としている。
請求項９の発明は、請求項１ないし８の何れかにおいて、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、一端は上記ケース側フランジ部に螺挿され、他端はシリンダヘッドに袋ナットで締め付け固定されていることを特徴としている。
請求項１０の発明は、請求項１において、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの先端を、クランクケースのシリンダボディ側端面よりもシリンダボディ側に位置させたことを特徴としている。
図面の簡単な説明
図１は、本発明の一実施形態によるエンジンの右側面図である。
図２は、上記エンジンの断面平面展開図である。
図３は、上記エンジンの動弁装置を示す左側面図である。
図４は、上記動弁装置の断面背面図である。
図５は、上記エンジンのバランサ装置を示す断面平面展開図である。
図６は、上記エンジンのシリンダヘッドの底面図である。
図７は、上記エンジンのシリンダボディの底面図である。
図８は、上記エンジンのシリンダボディーシリンダヘッド結合部の断面側面図である。
図９は、上記エンジンのシリンダボディーシリンダヘッド結合部の断面側面図である。
図１０は、上記エンジンのシリンダボディークランクケース結合部の断面側面図である。
図１１は、上記エンジンのバランサ装置を示す左側面図である。
図１２は、上記バランサ装置の保持レバー取り付け部の拡大断面図である。
図１３は、上記バランサ装置の回動レバー構成部品の側面図である。
図１４は、上記バランサ装置のバランサ駆動ギヤの緩衝構造を示す側面図である。
図１５は、上記バランサ装置の右側面図である。
図１６は、上記エンジンの軸受ブラケットの断面右側面図である。
たことを特徴としている。
請求項９の発明は、請求項１ないし８の何れかにおいて、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、一端は上記ケース側フランジ部に螺挿され、他端はシリンダヘッドに袋ナットで締め付け固定されていることを特徴としている。
請求項１０の発明は、請求項１において、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの先端を、クランクケースのシリンダボディ側端面よりもシリンダボディ側に位置させたことを特徴としている。
図面の簡単な説明
図１は、本発明の一実施形態によるエンジンの右側面図である。
図２は、上記エンジンの断面平面展開図である。
図３は、上記エンジンの動弁装置を示す左側面図である。
図４は、上記動弁装置の断面背面図である。
図５は、上記エンジンのバランサ装置を示す断面平面展開図である。
図６は、上記エンジンのシリンダヘッドの底面図である。
図７は、上記エンジンのシリンダボディの底面図である。
図８は、上記エンジンのシリンダボディーシリンダヘッド結合部の断面側面図である。
図９は、上記エンジンのシリンダボディーシリンダヘッド結合部の断面側面図である。
図１０は、上記エンジンのシリンダボディークランクケース結合部の断面側面図である。
図１１は、上記エンジンのバランサ装置を示す左側面図である。
図１２は、上記バランサ装置の保持レバー取り付け部の拡大断面図である。
図１３は、上記バランサ装置の回動レバー構成部品の側面図である。
図１４は、上記バランサ装置のバランサ駆動ギヤの緩衝構造を示す側面図である。
図１５は、上記バランサ装置の右側面図である。
図１６は、上記エンジンの軸受ブラケットの断面右側面図である。
【００２８】
８ｅとを連結パイプ６４で連通させ、該連結パイプ６４と上記連通孔６２ａ，クランク給油孔８ｅとの間に弾性を有するＯリング６４ａを介在させたので、クランク軸８とポンプ軸６２との間に多少の芯ずれが発生した場合でも支障なく潤滑油を上記被潤滑部に供給でき、必要な潤滑性を確保できる。
さらにまた、変速装置を構成する上記メイン軸１４，ドライブ軸１５の近傍に筒状のボス部６０ｃを形成するとともに、これのボルト孔６０ａ内にクランクケース結合用のケースボルト６０を挿入し、該ボルト孔６０ａ内面とケースボルト６０外面との空間を潤滑油通路とし、上記ボス部６０ｃ変速ギヤに指向する分岐孔（潤滑油供給孔）６０ｂを形成したので、専用の潤滑油供給通路を設けることなく変速ギヤの噛合面に潤滑油を供給できる。
また、上記ボルト孔６０ｃ内面とケースボルト６０外面とで形成される潤滑油通路の他端を、上記ドライブ軸１５内に形成されたドライブ軸孔（潤滑油通路）１５ａの反出力側開口に連通させたので、専用の潤滑油供給通路を設けることなくドライブ軸１５の変速ギヤ摺動部に潤滑油を供給できる。
産業上の利用可能性
請求項１，１０の発明によれば、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部をケース側フランジ部に螺挿したので、燃焼圧力による荷重のうち上記ヘッドボルトが負担する分だけシリンダボディに作用する荷重が減少し、従ってそれだけシリンダボディに発生する応力を小さくでき、シリンダボディの耐久性を向上できる。
即ち、例えばシリンダボディのヘッド側フランジ部とシリンダヘッドとをボルト締め締結し、ケース側フランジ部とクランクケースとをボルト締め締結しただけの構造の場合、上記燃焼圧力による荷重がそのままシリンダボディに作用することとなり、シリンダボディの肉厚等の如何によっては耐久性が不十分となり、極端な場合はシリンダボディにクラックが生じる懸念があるが、本発明ではこの
８ｅとを連結パイプ６４で連通させ、該連結パイプ６４と上記連通孔６２ａ，クランク給油孔８ｅとの間に弾性を有するＯリング６４ａを介在させたので、クランク軸８とポンプ軸６２との間に多少の芯ずれが発生した場合でも支障なく潤滑油を上記被潤滑部に供給でき、必要な潤滑性を確保できる。
さらにまた、変速装置を構成する上記メイン軸１４，ドライブ軸１５の近傍に筒状のボス部６０ｃを形成するとともに、これのボルト孔６０ａ内にクランクケース結合用のケースボルト６０を挿入し、該ボルト孔６０ａ内面とケースボルト６０外面との空間を潤滑油通路とし、上記ボス部６０ｃ変速ギヤに指向する分岐孔（潤滑油供給孔）６０ｂを形成したので、専用の潤滑油供給通路を設けることなく変速ギヤの噛合面に潤滑油を供給できる。
また、上記ボルト孔６０ｃ内面とケースボルト６０外面とで形成される潤滑油通路の他端を、上記ドライブ軸１５内に形成されたドライブ軸孔（潤滑油通路）１５ａの反出力側開口に連通させたので、専用の潤滑油供給通路を設けることなくドライブ軸１５の変速ギヤ摺動部に潤滑油を供給できる。
産業上の利用可能性
請求項１，１０の発明によれば、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部をケース側フランジ部に螺挿したので、燃焼圧力による荷重のうち上記ヘッドボルトが負担する分だけシリンダボディに作用する荷重が減少し、従ってそれだけシリンダボディに発生する応力を小さくでき、シリンダボディの耐久性を向上できる。
即ち、例えばシリンダボディのヘッド側フランジ部とシリンダヘッドとをボルト締め締結し、ケース側フランジ部とクランクケースとをボルト締め締結しただけの構造の場合、上記燃焼圧力による荷重がそのままシリンダボディに作用することとなり、シリンダボディの肉厚等の如何によっては耐久性が不十分となり、極端な場合はシリンダボディにクラックが生じる懸念があるが、本発明ではこの
Claims (9)
- クランクケースにシリンダボディ，シリンダヘッドを積層締結するようにしたエンジンの締結構造において、シリンダボディのクランクケース側端部に形成されたケース側フランジ部をケースボルトによりクランクケースに締結し、シリンダヘッドとシリンダボディとを締結するヘッドボルトの少なくとも一部を上記ケース側フランジ部に螺挿されるフランジ螺挿ヘッドボルトとしたことを特徴とするエンジンの締結構造。
- 請求項１において、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとがシリンダボア軸線方向に上記ケース側フランジ部の厚さと略同じだけ重合していることを特徴とするエンジンの締結構造。
- 請求項１又は２において、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトと上記ケースボルトとが近接配置されていることを特徴とするエンジンの締結構造。
- 請求項１ないし３の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記ケースボルトは、該ケースボルトからシリンダボア軸線を通るクランク軸と直角な第１直線までの距離が上記フランジ螺挿ヘッドボルトから第１直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴とするエンジンの締結構造。
- 請求項１ないし４の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、該ヘッドボルトからシリンダボア軸線を通るクランク軸と平行な第２直線までの距離が上記ケースボルトから第２直線までの距離より小さくなるように配置されていることを特徴とするエンジンの締結構造。
- 請求項１ないし５の何れかにおいて、上記フランジ螺挿ヘッドボルトの軸方向における一部が外方に露出していることを特徴とするエンジンの締結構造。
- 請求項１ないし６の何れかにおいて、シリンダボア軸線方向にみたとき、上記第２直線を挟んだ両側にそれぞれ少なくとも３本のヘッドボルトが配置され、上記第２直線方向中央のヘッドボルトは上記ケース側フランジ部に達しない長さに設定されていることを特徴とするエンジンの締結構造。
- 請求項１ないし７の何れかにおいて、シリンダボアの側方に形成され、クランク軸とカム軸とを連結するカム軸駆動チェーンが配置されるチェーン室と上記シリンダボアとの間に上記フランジ螺挿ヘッドボルトを配置したことを特徴とするエンジンの締結構造。
- 請求項１ないし８の何れかにおいて、上記フランジ螺挿ヘッドボルトは、一端は上記ケース側フランジ部に螺挿され、他端はシリンダヘッドに袋ナットで締め付けられていること特徴とするエンジンの締結構造。
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