CN101229838B - 跨乘式车辆 - Google Patents

Abstract

本发明提供了一种跨乘式车辆，其可以减小轴距的波动，并提高行驶稳定性。所提供的摩托车包括由车身框架(10)支撑的枢轴(109)以及与以位于枢轴(109)处的支点与后轮(3)一起上下摆动的发动机单元(20)。曲轴(34)布置在发动机单元(20)的前方。发动机单元(20)具有布置在曲轴(34)前方并附装到枢轴(109)的被支撑构件(22)。发动机单元(20)的后部支撑后轮(3)的车轴(4)。

Description

跨乘式车辆

技术领域

本发明涉及一种在单元摆动系统的跨乘式车辆中由车身框架支撑发动机单元的技术。

背景技术

根据单元摆动系统的跨乘式车辆(诸如摩托速可达(scooter)车辆)，后轮的车轴由发动机单元的后端支撑，发动机单元包括变速器和发动机，发动机单元还构造成以位于由车身框架悬架的枢轴处的支点与后轮一起摆动(例如，见专利文献1)。根据专利文献1中公开的跨乘式车辆，发动机单元沿前后方向的中间部分附近的区域附装到枢轴，使得发动机单元的中间部分附近的区域可以由车身框架支撑。在此结构中，发动机单元的在重心附近的部分由车身框架支撑，并且由此可以实现发动机单元的稳定支撑。

【专利文献1】JP-A-2003-312578

发明内容

本发明解决的问题

根据专利文献1所示的跨乘式车辆，作为用于发动机单元摆动的支点的枢轴附装到发动机单元的中部。因此，在摆动过程中支点和后轮车轴之间的距离较短。在此情况下，发动机单元绕支点的转角变大，并且轴距(前轮和后轮的车轴之间的距离)容易变化。因此，例如，轴距随着骑乘者的重量或路面状况而变化，因此在某些情况下，不能够获得优选的行驶稳定性。

作出本发明，以解决这些问题。本发明的目的在于提供一种能够通过减小轴距的波动而获得优选的行驶稳定性的跨乘式车辆。

解决问题的方案

为了实现上述目的，根据本发明的跨乘式车辆包括：车身框架；枢轴，其由车身框架支撑；后轮，其布置在车身的后部；以及发动机单元，其包括具有曲轴的发动机和用于将曲轴的旋转力传递到后轮的变速机构，并能够以位于枢轴处的支点与后轮一起上下摆动。曲轴布置在发动机单元的前部。发动机单元具有布置在曲轴前方并附装到枢轴的被支撑构件，发动机单元从被支撑构件向后延伸。后轮的车轴由发动机单元的后部支撑。

根据本发明的跨乘式车辆，附装到枢轴的被支撑构件布置在曲轴的前方，与发动机单元的中心部分及其附近附装到枢轴的结构相比，枢轴和车轴之间的距离更大。因此，可以减小轴距的波动，并且提高行驶稳定性。这里的跨乘式车辆是诸如摩托车(包括速可达)、四轮汽车和雪地车之类的车辆。

根据本发明的示例，被支撑构件位于发动机单元的前端。在此情况下，可以进一步减小轴距的波动，并提高行驶稳定性。

在本发明的另一示例中，附装到枢轴的被支撑构件布置在这样的水平，其足以在车辆行驶时从包含车轴的水平面上下摆动。在此情况下，与被支撑构件布置成沿上下方向距后轮的车轴距离较远的结构相比，后轮旋转产生的驱动力可以从被支撑构件通过枢轴更容易地传递到车身框架。

在本发明的又一个示例中，用于减小发动机单元的震动的减震单元被设置到所述跨乘式车辆。另外，减震单元被布置这样的位置，以沿着绕枢轴界定的圆的周向扩展和收缩。在此情况下，除了减震单元的扩展和收缩方向之外的方向上的力不容易作用在减震单元上。因此，可以增强减震单元的耐用性。

附图说明

图1是根据本发明实施例的摩托车的侧视图。

图2是摩托车中包括的车身框架的侧视图。

图3是车身框架的俯视图。

图4是摩托车中包括的发动机单元的侧视图。

图5图示了从后方观察时的车身框架的枢轴支撑构件和支撑板构件。

图6是解释发动机单元中包含的曲柄机构的视图。

图7是解释曲柄机构和平衡器机构之间的位置关系的视图。

图8是根据本发明另一示例的摩托车中包括的车身框架和发动机单元的侧视图。

具体实施方式

下面参考附图描述根据本发明的实施例。图1是根据本发明实施例的单元摆动型摩托车(摩托速可达)1的侧视图。图2是包括在摩托车1中的车身框架10的侧视图。图3是车身框架10的俯视图。图4是发动机单元20的侧视图。在图2中，示出发动机单元20和减震单元50以及车身框架10。在图3中，用交替的一长两短虚线表示发动机单元20。

如图1所示，摩托车1包括前轮2、后轮3、枢轴109和减震单元50以及发动机单元20。前轮2布置在摩托车1的前部区域，并且其车轴2a由沿上下方向倾斜延伸的前叉7的下端支撑。前叉7的上部由车身框架10的头管101以可旋转的方式支撑。把手8与前叉7的上端连接。后轮3布置在摩托车1的后部区域中。后轮3的车轴4由发动机单元20的后部以可旋转的方式支撑。后轮3可以与发动机单元20一起相对于车身框架10沿上下方向摆动。

如图2或3所示，车身框架10包括一对右框架10R和左框架10L以及头管101。右框架10R和左框架10L中每个具有上框架部分102、下框架部分103、后框架部分104、车座撑条105、枢轴支撑构件108以及支撑板构件118。车身框架10还包括设置在右框架10R和左框架10L之间的前横杆部分111、减震单元支撑部分112以及后横杆部分113。

如图2所示，下框架部分103的前端(上端)103a与头管101的下部连接。左右下框架部分103、103中每个都向下延伸，并在弯折部分103b处向后弯折，同时从前端部分103a侧向扩展(见图3)。下框架103的后端103c向上弯折，并与后框架部分104连接。如图3所示，减震单元支撑部分112在左右下框架103的后端103c之间延伸。减震单元支撑部分112沿车辆宽度方向延伸，并且减震单元附装构件119与减震单元支撑部分112的中心部分接触。在本实施例中，减震单元支撑部分112是具有基本C形水平横截面的部件。减震单元附装构件119是一对板状部件，并且在向下倾斜突出的情况下与减震单元支持部分112的内表面连接(见图4)。

如图2所示，后框架部分104具有竖直框架部分104a、倾斜框架部分104b以及向后延伸部分104c。竖直框架部分104a从下框架部分103的后端103c向上延伸，并且竖直框架部分104a的上端104d朝车身的后方倾斜弯折。倾斜框架部分104b与上端104d连接，并且朝车身的后方倾斜延伸。倾斜框架部分104b的上端104e向后弯折，并且向后延伸部分104c与上端104e连接。后横杆部分113在左右向后延伸部分104c、104c之间延伸(见图3)。

上框架部分102的前端(上端)102a与头管101的上部连接。上框架部分102向下延伸，并在弯折部分102b处向后弯折，同时在下框架103的上方从前端102a侧向扩展(见图3)。上框架部分102从弯折部分102b向后延伸，并且上框架部分102的后端102c与竖直框架部分104a的上端104d以垂直的方式连接。前横杆部分111在左右上框架部分102的前部之间延伸(见图3)。

车座撑条105沿车身的前后方向延伸，并且车座撑条105的后端105a与倾斜框架部分104b的中间部分连接。如图1所示，车座9布置在车座撑条105上方，以由车座撑条105支撑。储物箱11布置在车座9的下方。储物箱11布置在左右车座撑条105和上框架部分102之间。如图2所示，沿上下方向倾斜延伸的支撑构件107设置在车座撑条105的前部和上框架部分102之间。

如图2所示，支撑板构件118以如下所述的方式与竖直框架部分104a和倾斜框架部分104b连接，所述方式是从倾斜框架部分104b的中间部分延伸到竖直框架104a的下端。支撑板构件118从竖直框架部分104a和倾斜框架部分104b向车身的后方延伸。支撑板构件118的下部支撑枢轴支撑构件108。在本实施例中，枢轴支撑构件108是圆筒部件，并且支撑板构件118的下部接触枢轴支撑构件108的外周表面。左右枢轴支撑构件108、108支撑沿车辆宽度方向延伸的枢轴109。

加强板115连接上框架部分102的前端102a和下框架部分103的前端103a。两个支撑构件116a和116b在下框架部分103的弯折部分103b和上框架部分102的弯折部分102b之间延伸。

如图3或4所示，发动机单元20具有发动机30、用于将从发动机30输出的驱动力传递到后轮3的变速机构40、以及后臂21。发动机单元20还具有附装到枢轴109的一对左右被支撑构件22、22，以及减震单元50所附装到其的减震单元附装构件23。如上所述，摩托车1是单元摆动型车辆。因此，后轮3的车轴4支撑在发动机单元20的后部，发动机单元20可以以位于枢轴109处的支点与后轮3一起上下摆动。

如图4所示，发动机30包括包含气缸31的气缸体30a、覆盖气缸体30a的上部的气缸盖30b、曲柄机构32、平衡器机构36以及曲柄箱30c。曲柄机构32具有活塞33、曲轴34以及连接曲轴34和活塞33的连杆35。

气缸体30a和气缸盖30b被布置为使得气缸31的轴向(图4中箭头C所示的方向)沿车身的上下方向延伸。如图1所示，储物箱11布置在缸体30a和气缸盖30b的前方。根据图4所示的示例，气缸31稍微朝向车身的后方倾斜。曲柄箱30c布置在发动机单元20的前方，并容纳沿车辆宽度方向延伸的曲轴34(见图3)。活塞33通过从喷射器(未示出)供应的燃料的燃烧而在气缸31内往复运动。曲柄机构32将活塞33的往复运动转换成曲轴34的旋转运动。

变速机构40将曲轴的转速减小，并且将得到的旋转传递到后轮3的车轴4。在本实施例中，变速机构40包括无级变速器41、从动轴45、和中间轴46，并且这些部件容纳于布置在后轮3左侧的变速箱47中。变速箱47的前部47a附装到曲柄箱30c的侧部(见图3)，并且变速箱47从前部47a朝向车身的后方延伸。

无级变速器41包括驱动带轮42、从动带轮43以及绕驱动带轮42和从动带轮43缠绕的V带44。驱动带轮42容纳在变速箱47的前部47a中。驱动带轮42附装到曲轴34的一端，并与曲轴34一起旋转。从动轴45在远离后轮3的车轴4的位置处布置在变速箱47的后侧。从动带轮43与从动轴45以从动轴45空转的状态配合。曲轴34的旋转力通过驱动带轮42和V带44传递到从动带轮43。根据曲轴34的转数，V带44绕驱动轮42和从动轮43缠绕的部分的半径发生变化，由此无级改变减速比。

变速机构40具有与从动轮45共轴的离心式离合器(未示出)。传递到从动带轮43的旋转力进一步通过处于与从动轴45连接的条件下的离心式离合器传递到从动轴45。齿轮45a以与从动轴45互锁的方式与从动轴45配合。传递到从动轴45的旋转力进一步通过大径齿轮46a传递到中间轴46，大径齿轮46a被设置成与齿轮45a啮合并与中间轴46互锁。大径齿轮46a和直径小于大径齿轮46a的小径齿轮46b与中间轴46配合。传递到中间轴46的旋转力进一步通过小径齿轮46b和与小径齿轮46b啮合并与车轴4互锁的齿轮4a传递到车轴4。

如图2所示，后臂21是布置在后轮3右侧的大致三角形部件，并且后臂21的前部附装到曲柄箱30c。后臂21从其附装到曲柄箱30c的位置向后延伸，并且车轴4由后臂21的后端支撑。

如图3或4所示，被支撑构件22、22在曲轴34的前方布置在发动机单元20的前端。在本实施例中，被支撑构件22、22被构造成从曲柄箱30c的前壁30d向前突出(见图4)。发动机单元20从被支撑构件22、22向后延伸，并且变速箱47的后部和后臂21的后端支撑后轮3的车轴4，使得车轴4可以旋转。图5图示了从后侧观察的枢轴支撑构件108、108和支持板构件118。沿车辆宽度方向延伸的插入孔22a形成在每个被支撑构件22上，并且枢轴109插入到插入孔22a中。通过这样的结构，支撑构件22根据路面的凹凸而相对于枢轴109旋转，允许发动机单元20以位于枢轴109处的支点进行摆动。

如图1所示，包含车轴4和枢轴109的虚拟平面P基本平行于路面，其中被支撑构件22附装到枢轴109。被支撑构件22的高度被确定为使得被支撑构件22可以在车辆行驶时从包含车轴4的水平面(与路面平行的平面)上下摆动。

如图5所示，沿车辆宽度方向延伸的插入孔形成在枢轴支撑构件108上，并且枢轴109插入到这些插入孔中。内径与枢轴109的外径相对应的圆筒轴套108a设置在每个插入孔的内部。枢轴109插入到轴套108a的内部，并且枢轴支撑构件108通过轴套108a支撑枢轴109。

如图4所示，减震单元附装构件23以从曲柄箱30c的下壁30e向下突出的方式设置在车身框架10的减震单元附装构件119的后方。减震单元50的后端附装到减震单元附装构件23。

如上所述，发动机30具有平衡器机构36。平衡器机构36是用于减小由于活塞33的往复运动而引起的发动机单元20的振动。如图4所示，平衡器机构36具有平衡器轴37、与平衡器轴37一起旋转的齿轮37c、以及与平衡器轴37一起旋转的平衡器配重37w。齿轮37c与和曲轴34一起旋转的齿轮(未示出)啮合，并且平衡器轴37以等于曲轴34的转速的速度沿与曲轴34的旋转相反的方向旋转。在本实施例中，平衡器轴37的位置和平衡器配重37w沿平衡器轴37的周向的位置被确定为使得通过减小被支撑构件22的振动而使发动机单元20的振动不从被支撑构件22传递到枢轴109。下面描述平衡器机构36的细节。

减震单元50根据地面的凸凹而扩展和收缩，以减小发动机单元20和后轮3的快速震动。如图4所示，减震单元50在车身框架10的减震单元附装构件119和形成在曲柄箱30c上的减震单元附装构件119之间延伸。减震单元50具有缓冲器52、发动机侧附装构件55以及框架侧附装构件56。缓冲器52具有壳体53和杆54。

缸体53a设置在壳体53内，并且油或气体被密封于缸体53a。活塞53b附装到杆54的前端。活塞53b容纳在缸体53a中。杆54根据发动机单元20的摆动来拉动或推动活塞53b。在本实施例中，螺旋弹簧51设置在缸体53a内。螺旋弹簧51推动活塞53b，以收缩(缩短)缓冲器52。

发动机侧附装构件55从缓冲器52向后延伸。发动机侧附装构件55的后端以能够相对于减震单元附装构件23旋转的方式通过螺栓27附装到发动机单元20的减震单元附装构件23。

框架侧附装构件56从缓冲器52向前延伸，并且框架侧附装构件56的前端通过螺栓28附装到车身框架10的减震单元附装构件119。

减震单元50沿与路面平行的方向设置在枢轴109下方。框架侧附装构件56位于枢轴109的前方，并且发动机侧附装构件55位于枢轴109的后方。因此，减震单元50的扩展或收缩方向(图4中箭头S所示的方向)沿绕枢轴109的圆的周向延伸。即，方向S基本垂直于经过枢轴109中心并沿其径向延伸的线T。

现在解释包含在发动机30中的曲柄机构32和平衡器机构36。图6和7示出曲柄机构32和平衡器机构36之间的位置关系。如上所述，平衡器机构36具有平衡器轴37和平衡器配重37w。曲柄机构32具有活塞33、曲轴34和连杆35。曲轴34具有平衡配重34w1，平衡配重34w1以曲轴34置于平衡配重34w1与曲柄销34之间的方式设置在与曲柄销34p相对一侧，并且能够与曲轴34一起旋转。另外，在曲轴34的周向上，配重34w2的位置与配重34w1的位置不同，并且配重34w2能够与曲轴34一起旋转。在图6和7中，为便于解释，配重34w1和配重34w2是黑色圆形标记。类似地，平衡器配重37w在图7中是黑色圆形标记。在本实施例中，为便于解释，假设平衡配重34w1、配重34w2以及曲柄销34p布置在距曲轴34的轴心Co等距离的位置处(图6中的距离r)。

在本实施例中，平衡器轴37的位置、平衡器配重37w在平衡器轴37的周向上的位置、曲轴34的位置以及配重34w2在曲轴34的周向上的位置被确定为使得可以减小通过被支撑构件22传递到枢轴109的震动。

首先，解释配重34w2在曲轴34的周向上的位置。平衡配重34w1、配重34w2、曲柄销34p以及连杆35的大端侧(曲轴34侧)绕曲轴34的轴心Co的旋转所产生的离心力作用在曲柄机构32上。在图6中，用f1表示由这些部件产生的离心力组合而产生的离心力。离心力f1的方向根据曲轴34的相位而旋转。在图6中，由离心力f1的矢量产生的轨迹由圆S1表示。另外，气缸31内的活塞33和连杆31的小端侧(活塞33侧)的往复运动产生的惯性力沿气缸31的轴向Y的方向作用在曲柄机构32上。该惯性力的原惯性力f2根据曲轴34的相位而变化。因此，原惯性力f2和离心力f1的合力(下文称为惯性力F1)作用在曲柄机构32上。惯性力F1的方向随曲轴34的旋转而旋转。在图6中，由惯性力F1的矢量产生的轨迹由椭圆S2表不。

根据本实施例，配重34w1的质量等于诸如曲柄销34p和连杆35的大径侧之类的旋转部分的质量。在此情况下，根据诸如活塞33和连杆35的小端之类的往复运动部分的质量Mp与配重34w2的质量Mc的比率k(下面称为质量比(k＝Mc/Mp))以及配重34w2在曲轴34的周向上的位置，确定椭圆S2的长轴的方向(图6中用箭头X表示的方向)。即，假设由气缸31的轴向Y和方向X形成的角度为χ并且配重34w2的位置和曲柄销34p的位置形成的角度为φ，则角度χ由下面的等式表示(如kikkan KogyoShinbun出版的kikai Sekkei，第8卷，No.9，第43-44页所示)。

χ＝{tan^-1(2k×sinφ)/(1+2k×cosφ)/2    (1)

在本实施例中，配重34w2的质量和配重34w2的位置(图6中的角度φ)被确定为使得椭圆S2的长轴的方向X沿平行于直线L1的方向延伸，其中直线L1连接发动机单元20的重心G和枢轴109的轴心Po。虽然用于控制椭圆S2的方向的配重34w2和配重34w1在本实施例中是分离的部件，但是这些部件可以彼此一体形成。

现在描述平衡器机构36的细节。如图7所示，平衡器轴37被定位为使得连接平衡器轴37的轴心Bo和曲轴34的轴心Co的线L2沿平行于上述线L1的方向延伸。如上所述，与平衡器轴37一起旋转的平衡器配重37w设置在平衡器轴37上。因此，平衡器轴37和平衡器配重37w的旋转产生的离心力F2作用在平衡器机构36上。在图7中，由离心力F2的矢量产生的轨迹由圆S3表示。平衡器配重37w被设置为沿与惯性力F1的方向相同的方向绕平衡器轴37的轴心Bo旋转。平衡器配重37w在平衡器轴37的周向上的位置被确定为使得离心力F2的方向是与惯性力F1的方向相反的方向，惯性力F1的方向对应于上述椭圆S2的长轴和短轴的方向。

现在解释曲轴34和平衡器轴37之间的位置关系以及平衡器配重37w的质量。

如图7所示，平衡器轴37布置成远离曲轴34。因此，离心力F2和惯性力F1的力矩作用在发动机单元20上。发动机单元20由该力矩而产生振动，将加速度赋予枢轴109。另外，离心力F2和惯性力F1的合力产生的加速度被赋予枢轴109。

根据这里示出的示例，确定平衡器配重37w的质量和平衡器轴37与曲轴34之间的位置关系，使得合力产生的加速度可以被离心力F2和惯性力F1的力矩产生的加速度减小。更具体而言，确定平衡器配重37w的质量，使得平衡器机构36的惯性力F2成为等于曲柄机构32的惯性力F1的最大值。因此，圆S3的半径等于图7中的椭圆S2的长轴。

以下面的方式具体确定曲轴34与平衡器轴37之间的位置关系。如图7中所示，假设，从线L1到线L2的距离为L，其中线L1连接发动机单元20的重心G与枢轴109的轴心Po，线L2连接曲轴34的轴心Co与平衡器轴37的轴心Bo。还假设，从发动机单元20的重心G到枢轴109的轴心Po的距离为Lp。还假设，从线L3到平衡器轴34的轴心Bo的距离为Lb，其中L3经过重心G并沿平行于方向VD(垂直于线L1和L2的方向)延伸。还假设，从线L3到曲轴34的轴心Co的距离为Lc。在此情况下，确定曲轴34和平衡器轴37的位置，使得上述的各个距离满足下面等式(2)：

A×{M×Lp(Lb+Lc)+2I}＝M×Lp×Lc+I    (2)

在等式(2)中，M是发动机单元20的质量，I是发动机单元20相对于经过重心G并平行于车辆宽度方向延伸的线的惯性矩。值A是由曲柄机构32的惯性力F1的矢量产生的椭圆S2的长轴与短轴的比例(长轴∶短轴＝A∶(1-A))。由下面等式(3)使用上述的椭圆S2的长轴方向X与气缸31的轴向S形成的角度χ、由配重34w2和曲柄销34p形成的角度φ以及质量比k表示值A，例如Nikkan Kogyo Shinbun出版的Kikai Sekkei，第8卷，No.9，第43-44页所示。

A＝k×sin(φ-χ)/sinχ    (3)

现在解释等式(2)的细节。

首先，计算平衡器机构36的离心力F2在方向VD上的分量F2v和在方向PD(平行于线L2的方向)上的分量F2p以及曲柄机构32的惯性力F1在方向VD上的分量F1v和在方向PD上的分量F1p。

当作用在曲柄机构32的往复运动部分(诸如活塞33)(质量m)上的原惯性力的最大值为F(F＝mrω²，r为从曲轴34的轴心 Co到曲柄销34p的距离，ω为曲轴34的角速度)时，椭圆S2的长轴的半径(曲柄机构32的惯性力F1的最大值)为A×F，例如Nikkan Kogyo Shinbun出版的KikaiSekkei，第8卷，No.9，第43-44页所示。在此情况下，短轴(惯性力F1的最小值)的半径为(1-A)×F。如图7中所示，当曲柄机构32的惯性力F1与线L2的角度为θ时，平衡器机构36的离心力F2的角度为π+θ。因此，曲轴34的惯性力F1在方向VD上的分量F1v为(1-A)×Fsinθ。曲轴34的惯性力F1在方向PD上的分量F1p为A×Fcosθ。确定平衡器配重37w的质量，使得平衡器机构36的惯性力F2等于曲柄机构32的惯性力F1的最大值。因此，平衡器机构36的离心力F2在方向VD上的分量F2v为A×Fsin(π+θ)，而在方向PD方向的分量F2p为A×Fcos(π+θ)。

然后，计算由离心力F2和惯性力F1的力矩产生的枢轴109的加速度在方向VD方向上的分量(图7中的a1)。由以下等式(4)表示惯性力F1和离心力F2绕重心G的力矩N。

N＝F1p×L+F2p×L+F1v×Lc+F2v×Lb

＝A×Fcosθ×L+A×Fcos(π+θ)×L+(1-A)×Fsinθ×Lc+A×Fsin(π+θ)×Lb  (4)

因为cos(π+θ)＝-cosθ并且sin(π+θ)＝-sinθ，所以可以用以下等式(5)表示等式(4)。

N＝(1-A)×Fsinθ×Lc-A×Fsinθ×Lb    (5)

当绕重心G的力矩N所产生的角加速度为β并且力矩N在轴心Po处产生的沿方向VD的加速度为a1时，在方向VD上的加速度a1和角速度β由下面等式(6)和(7)表示。

a1＝Lp×β    (6)

β＝N/I    (7)

其中，I为发动机单元20相对于上述经过重心G并平行于车辆宽度方向延伸的线的惯性矩。

基于等式(5)，可以用下面等式(8)表示等式(7)。

β＝{(1-A)×Fsinθ×Lc-A×Fsinθ×Lb}/I    (8)

基于等式(6)和(8)，可以用下面等式(9)表示加速度a1。

a1＝Lp×{(1-A)×Fsinθ×Lc-A×Fsinθ×Lb}/I    (9)

由惯性力F1和离心力F2的合力在轴心Po处产生的沿方向VD的加速度a2由下面等式(10)表示。

a2＝(F1v+F2v)/M

＝{(1-A)×Fsinθ+A×Fsin(π+θ)}/M

＝{(1-A)×Fsinθ-A×Fsinθ}/M

＝(1-2A)×Fsinθ/M    (10)

其中，M为上述的发动机单元20的质量。

当力矩N在轴心Po处产生的沿方向VD的加速度a1与惯性力F1和离心力F2的合力在轴心Po处产生的沿方向VD的加速度a2彼此抵消时，即，a1+a2＝0时，枢轴109的轴心Po变为发动机单元20的瞬时旋转中心，由此减小枢轴109沿方向VD的振动。加速度a1和加速度a2的和由基于等式(9)和(10)的以下等式表示：

a1+a2＝Lp×{(1-A)×Fsinθ×Lc-A×Fsinθ×Lb}/I+(1-2A)×Fsinθ/M＝0该等式可以整理成下面形式。

Fsinθ[Lp×{(1-A)×Lc-A×Lb}/I+(1-2A)/M]＝0

因为F≠0，所以可以获得下面的等式：

sinθ[Lp×{(1-A)×Lc-A×Lb}/I+(1-2A)/M]＝0

在此情况下，当sinθ≠0(在θ≠0，π的情况下)时，变成下面等式(11)。

Lp×{(1-A)×Lc-A×Lb}/I+(1-2A)/M＝0 (11)

通过整理等式(11)，由作用在曲柄机构32上的惯性力F1的矢量产生的椭圆S2的长轴对短轴的比率A与距离Lp、Lc和Lb之间的关系由等同于上述等式(2)的下面等式表示：

A×{M×Lp(Lb+Lc)+2I}＝M×Lp×Lc+I

当sinθ＝0(在θ＝0，π的情况下)时，基于等式(9)和(10)，各个加速度a1和a2为零。因此，满足等式a1+a2＝0。这是等式(2)的解释，等式(2)确定曲轴34、平衡器轴37和重心G之间的位置关系。

在轴心Po处沿方向PD的加速度为零。即，因为线L1和L2彼此平行，所以由力矩N在轴心Po处产生的沿方向PD的加速度为零。

由惯性力F1和离心力F2的合力在轴心Po处产生的沿方向PD的加速度a4由下面等式(13)表示：

a4＝(F1p+F2p)/M

  ＝{A×Fcosθ+A×Fcos(π+θ)}/M

  ＝{A×Fcosθ-A×Fcosθ}/M

  ＝0    (13)

因此满足等式a3+a4＝0。因为在轴心Po处沿方向PD产生的加速度为零，所以减小了在枢轴109的轴心Po处沿方向PD的振动。

根据上述摩托车1，由枢轴109支撑的被支撑构件22从曲柄箱30c的前壁30d向前突出，并且布置在发动机单元20的前端部分处。在此情况下，从枢轴109到后轮3的车轴4的距离增大。因此，减小轴距的波动，并提高摩托车的行驶稳定性。

根据传统的单元摆动型摩托车，发动机单元由车身框架通过防震悬架构件来支撑，防震悬架构件防止发动机单元产生的振动传递到车身框架。在该结构中，当发动机单元相对于车身框架布置在后侧位置时，悬架构件需要向后延伸，以增加轴距，而不改变车身框架等的大小，并且该机构复杂。但是，根据上述的摩托车1，发动机单元20的被支撑构件22附装到枢轴109，并且其间没有插入这样的悬架构件。因此，可以容易地控制发动机的单元20相对于车身框架10的位置，并且例如通过增大被支撑构件22向前的突出量，可以适当地确定轴距。当发动机单元由车身框架通过防震悬架构件支撑时，发动机单元不与车身框架作为一体运动。在此情况下，骑乘者感觉车辆的加速度开始时刻与后轮的旋转速度的增大存在迟延，并且有时不能够获得良好的操作感受。但是，根据摩托车1，发动机单元20附装到枢轴109，并且其间没有插入悬架构件。因此，骑乘者可以感觉到车辆的加速度的开始时刻与后轮的旋转速度的增加不存在迟延，由此提高骑乘者的操作感。

此外，气缸体30a和气缸盖30b被定位为使得气缸31的轴向沿上下方向延伸，并且减震单元50布置在发动机单元20下方。该结构允许有效地使用车座9下方的空间。例如，如上所述，可以将储物箱11设置在车座9下方。此外，发动机30具有平衡器机构36。因此，活塞33在气缸3 1中沿上下方向的往复运动所产生的振动不通过被支撑构件32和枢轴109传递到车身框架10。

本发明不局限于上述的摩托车1的示例，而是可以在进行各种修改的情况下应用。例如，摩托车1具有由燃料燃烧驱动的发动机30作为车辆的动力源。但是，动力源不限于这样的发动机，而可以是组合有通过电力的供应来驱动的电动机和发动机的混合动力发动机。

虽然如上所述布置气缸体30a和气缸盖30b使得气缸31的轴向沿摩托车1的上下方向延伸，但是气缸体和气缸盖可以定位成使得气缸的轴向沿车身的前后方向延伸。图8是示出本示例摩托车1A中包括的车身框架10A和发动机单元20A的侧视图。在本图中，相同的标号赋予摩托车1中包括的相同部件，并且不再重复其解释。

如图所示，摩托车1A包括减震单元50A以及发动机单元20A。发动机单元20A具有发动机30A、变速机构40A以及后臂21A。发动机30A具有气缸体300a、气缸盖300b和曲柄箱300c。气缸体300a包含气缸31。气缸体300a向前倾斜，使得气缸31的轴向基本沿车辆的前后方向延伸。气缸31包含活塞33。

曲柄箱300c布置在缸体300a的后方。曲柄箱300c具有从曲柄箱300c的下壁向前突出的被支撑构件22A。被支撑构件22A的每端位于缸体300a的下方，并且附装到由枢轴支撑构件108支撑的枢轴109。

曲柄箱300c包含沿车辆宽度方向延伸的曲轴34。与上述示例类似，在摩托车1A中，被支撑构件22A布置在曲轴34的前方。

减震构件23A设置在后臂21A的前部的上端。设置在减震单元50A上的发动机侧附装构件55A附装到减震单元附装构件23A，使得发动机侧附装构件55A可以相对于减震单元附装构件23A旋转。减震单元50A布置在气缸体300a和曲柄箱300c的上方。减震单元50A被布置为使得其扩展和收缩方向(图中由S表示的方向)基本沿车辆的前后方向和枢轴109的周向延伸。即，减震单元50A的扩展方向S垂直于经过枢轴109的轴心并沿径向延伸的线T。

根据摩托车1A，减震单元支撑构件112A在左右倾斜框架部分104b之间延伸，并且一对板状减震单元附装构件119A接触减震单元支撑构件112A。减震单元50A的框架侧附装构件56A附装到减震单元附装构件119A。框架侧附装构件56A相对于车身定位在枢轴109的前方，并且发动机侧附装构件55A相对于车身定位于枢轴109的后方。减震单元50A具有螺旋弹簧51A，螺旋弹簧51A产生在用于扩大框架侧附装构件56A和发动机侧附装构件55A之间距离的方向上的力。

与上述示例类似，在摩托车1A中，被支撑构件22A定位在曲轴34的前方。与其中发动机20A的中心区域和其重心附近由车身框架10支撑的结构相比较，该结构允许扩大枢轴109和后轮3的车轴4之间的距离。另外，因为气缸体300a和气缸盖300c被布置为使得气缸31的轴向沿车身的前后方向延伸，所以可以有效利用发动机单元20A上方的空间。

Claims (4)

1.一种跨乘式车辆，包括：

车身框架；

枢轴，其由所述车身框架支撑；

后轮，其布置在车身的后部；以及

发动机单元，其包括具有曲轴的发动机和用于将所述曲轴的旋转力传递到所述后轮的变速机构，并能够以位于所述枢轴处的支点与所述后轮一起上下摆动；

其中，

所述曲轴布置在所述发动机单元的前部，

所述发动机单元具有布置在所述曲轴前方并附装到所述枢轴的被支撑构件，所述发动机单元从所述被支撑构件向后延伸，并且所述后轮的车轴由所述发动机单元的后部支撑，

所述发动机单元具有平衡器机构，并被构成为使得曲柄机构的惯性力和平衡器机构的离心力绕所述发动机单元的重心的力矩在所述枢轴的轴心处产生的沿方向VD的加速度a1，与所述惯性力和所述离心力的合力在所述轴心处产生的沿方向VD的加速度a2彼此抵消。

2.根据权利要求1所述的跨乘式车辆，其中所述被支撑构件位于所述发动机单元的前端。

3.根据权利要求1所述的跨乘式车辆，其中附装到所述枢轴的所述被支撑构件布置在这样的水平，其足以在车辆行驶时从包含所述车轴的水平面上下摆动。

4.根据权利要求1所述的跨乘式车辆，其中，

还设置减小所述发动机单元的震动的减震单元；并且

所述减震单元被布置这样的位置，以沿着绕所述枢轴界定的圆的周向扩展和收缩。

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