JPS60227038A - 歩行型移動農機 - Google Patents

Abstract

(57)【要約】本公報は電子出願前の出願データであるた
め要約のデータは記録されません。

Description

【発明の詳細な説明】 （産業上の利用分野） 本発明は通常耕運機と呼称される歩行型移動農機の改良
に係シ、特に−車輪軸回シの起振モーメントを低減する
ようにしたものに関する。

（従来技術） 一般にこの柵の歩行型移動農機は、作業者がハンドルを
持った状態で、−車輪軸を中心としてバランスし、走行
できるように構成されている。したがって−車輪軸回り
の起振モーメントを低減することは操作性を向上させる
ために重要である。

ところで本件出願人は従来から一軸パランサ付きのエン
ジンを歩行型＄動農機に搭載し、作業者に伝わる振動を
低減するようにしたものを製造しているが、かかる従来
の歩行型移動農機においても０１１記−車輪軸回ｐの起
振モーメントを低減することが望まれている。

また、エンジン単体の振動低減に関して、例えば特開昭
５５−５４７４５号公報に記載の多軸バランサを使用し
てエンジンの振動を低減するようにした先行技術がある
が、この先行技術は多気筒エンジンに適する技術であｐ
１小型・軽量が厳しく要求されしかも独特の形態の歩行
型移動農機には適さないという問題がある。

（発明の目的） 本発明は一車輪軸回υの起振モーメントを低減して操作
性を向上させた歩行型移動農機を提供することを目的と
している。

（発明の構成） 本発明は、−車輪軸に支持されたエンジン取付台の一車
輪軸よシ前方に、クランク軸が一車輪軸と平行となる方
向に配置されρ・つクランク軸の慣性起振力を打消す一
軸バランサを葡するエンジンを設け、前記−車輪軸の後
方にハンドルを有する歩行型農機において、エンジンの
回転状態における前記−車輪軸回ルの起振モーメントが
最小となるように前記−軸バランヤをクランク軸に連係
させたことを特徴とする歩行型移動農機である。

（実施例） 第１図において、２は一車輪軸であって、−車輪軸２に
は両端に２個のゴムタイヤあるいは鋼製ロータ等の車輪
４が取付けられている。−車輪軸２０回転中心Ｏを中心
として歩行型移動農機のバランスが保たれるようになっ
ている。

−車輪軸２の上方には一車輪軸２に支持されたエンジン
取付台６が設けられている。エンジン取付台６は前後方
向に沿って配置され、−車輪軸２の前方上面にはエンジ
ン８が取付けられておシ、エンジン８は取付中心Ｒを通
る起振力Ｆをエンジン取付台６に作用させる。エンジン
８け単気筒のグイーゼルエンジンであｐ１クランク軸が
一車輪軸と平４’Ｊとなる方向、ナなわぢ横方向に配置
され、クランクピン８ａがピストン８ｂの下降時に後方
へ下降する矢印へ方向に回転するように配置されている
。１０は一袖バランサで、−軸バランサｌＯはクランク
軸の前方にクランク軸と平行に配置され、ｌ対ｌのギヤ
比に設定された一軸バランサギヤ］Ｏａおよびクランク
軸ギヤ８ｃＫＪ、Ｊｌｌ’クランク軸と同回転数で矢印
Ｂ方向に回転するようになっている。８ｄはクランク軸
のバランスウェイト、ｌＱｂは一軸バランサ１０のバラ
ンスウェイトである。

エンジン取付台６の一車輪軸２の後方には斜め上方に向
かって延びたハンドル１２が設けられておハハンドル１
２を作業者が握って歩行を移動農機全体のバランスを維
持するようになっている。

第２図は歩行型移動農機を力学的に解析するためにモデ
ル化したものを示している。歩行型移動農機の重心を通
シ、車軸δ方向に平行なＸ軸、車輪の接地点において垂
直な重心を通るｚ軸、これら２軸に直角な方向にｙ軸を
とると歩行型＄−農機全体の振動を表わす運動方程式は
このモデルのように全体を剛体と仮定し、その重心に原
点を持つ歩行型移動農機に固定された直交堰標系におい
て次のように表わすことができる。

ｍ５Ｖ−Ｆ　・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・
・・０ｍ３　ｊ歩行型移動農機全体の質量 Ｖ；歩行型移動農機の並製振動速度ベクトルｆ″；エン
ジンの起振力ベクトル 史に回転系において 〔ス〕・ゐ＋　ｕＸ　（（１）・　υＪ　ｊ　＝Ｐｆｌ
−４−１　ｘ　Ｆ　・・・・・・　■ｆ；起振起振力作
用点を示す位置ベクトル〔Ｉ）；歩行型移動農機全体の
慣性モーメント・テンソル 一；歩行型移動農機の回転振動角速度ベクトル したがって、歩行型移動農機上の任意の位置Ｒにおける
振動加速度Ａけ、式■、■よシ ＡニムＸ：Ｎ＋Ｙ −Ｃ（１）　−１（Ｎ＋／ＸＦ）−（１）’（ＷＸ（（
１）・−）　ｌ　〕ＸＪＲとな９、起振力Ｆと起振モー
メントＨを結びつける物理量として任意の位置Ｒにおい
て測定されるべき振動加速度Ａが得られる。ここで重心
を回転中心とするときの慣性モーメントは等数的、かつ
被振動体として、その起振力Ｆの作用点が重心と一致す
るような球とすると （１）　＝　Ｉ　ＣＥ）　（Ｅ）　：単位テンソルβ＝
Ｏ 故に、 となる。天際歩行型移動展機における測定は特定の位置
の互いに直交する３方回の振動加速度、（あるいけ振動
速度、又は振動振巾）を測定する。したがって、ここで
は歩行型移動農機の振動の全体を占めるｚＩ２を分につ
いて表わすと、Ａｚ＝　（ＪｆＸＥ）・ｅ７１十　Ｆ−
’−ｒ１　、ｍｓ ここに、 ＭＸ、−＋Ｎのｘｙ平面への射影ベクトルｎｘ、の大き
さ Ｒｘ、、Ｅのｘｙ平面への射影ベクトルＥｘｙの大ささ ψ工、；バ８．とＥ、アのなす角 となシ、歩行型移動農機の重心から操作ノ〜ンドルまで
の位置をＲ６とすると、その点におけるＡ２は２軸を中
心軸とする半径Ｒ，−Ｒ６の円柱面の点ＥＸ、をとおる
母線上任意の位置での２方向の振動加速度を表わすこと
になる。ところで、ここで取扱うエンジンの取付中心Ｅ
におけるＸ軸回りの起振モーメントは、Ｍｘであり１歩
行型移動層機の振動の単位は振動加速度Ｇで表示するの
が一般的（ｄＢ換算可能〕であるので ｚ　Ｉ Ｇｚ　−一門一＝Ｉｓｇ　Ｍｚ　Ｒｏ十ｍ、ｇ　Ｆｚ　
・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・・■ｇ二重
力加速度 とする。小型軽量化および操作性の向上のためハンドル
までの位［Ｒ８の制約および慣性モーメン）Ｉｇｚ全体
の質量ｍ３の値が減少する傾向にある最近の歩行型移動
農機においては、起振モーメン）　Ｍｘおよび起振力Ｆ
ｚの値が同一であればハンドル部の振動加速度Ｇｚは増
大する傾向にあることが解る。そこで、振動加速度ＧＸ
を小さくするためには、起振モーメントＭ！及び起振力
Ｆｚ。

値をできるだけ小さくすることが要求される。式■から
Ｇ、を最小化するためには、起振モーメン）　Ｍｘを最
小化し、Ｆｚ＝０とすること、すなわち、多軸バランサ
ー（２軸以上を意味する）の採用が考えられる。しかし
ながら、小型、軽量、低価格が要求される歩行型移動農
機では、−軸バランサーが好適であるので一軸バラン号
−で多軸バランサーと同様の効果を得るための条件につ
いて検討する。今、歩行型移動農機の主な振動は車輪の
車軸を回転中心とした回転振動であるため、式％式％ したがって起振モーメントＭｘを最小化にすることによ
シ歩行型移動農機操作ノλンドル部の振動が低減できる
。Ｍｘの最小化を達成するためには、ｌ）オーバ・バク
ンシング（β）の最適化■）　−軸バランサーの最適偏
角 のＩ）、ｎ）の場合について検討する。まず、ｌ）オー
バ・バ２ンＶング（β）の最適化条件は、Ａ）クランク
軸のオーバ・バランス率β＝Ｏ％Ｂ）中心δの真上に取
付中心Ｅを置く Ａ）、Ｂ）を満足させなければならないが、ｔ、ｙ　ｓ
ＬＺは歩行型移動農機の形態等によυ制約を受けるので
実際にけｌ）を満足させることはできない。次にｎ）−
軸バランサーの最適偏角を第３図についで検討する。ピ
ストンの変位量Ｓは ５＝ｒ（（１−ｃｏｓ＃　）＋ΣＡ２ｎ　ｃｏｓ２ｎθ
１ｆｌ：０ ｒ（クランク半径 ｌ：コンロツド長さ λ＝−のとき 人の値は通常３〜５であるので近似値をめるとλ Ｓ幸’ｔ（１−ｃｏｓθ）十−（１−ｃｏｓ２＃）　）
となる。このとき、ピストン速度■およびピストン加速
度ａは ｄｖ　ｄｖ　ｄｉ　ｄ＋５ ａ＝−＝−譬一：ｍ２−一− ｄｔｄθ　ｄｉ　ｄｖ２ ｃｏｓ　２θ ”　−ｒｍ２　（ｃｏｓ　Ｏ＋−） となる。また、ピストンおよびこれに連結する往復運動
部分全体の質量ｍＡけ ｍ　Ａ　””’　Ｉｌｌ　ｐ　＋１１１１ｍＡ：ピスト
ン質量 ｍｌ：コンロッド小端部質量 となシ、往復運動部分の慣性起振力ＦＡけＦＡ＝　ｍＡ
ｒｅ”　（ｃｏｓｏ十　λ　）となる。

一方クランク軸中心からピストンピン中心までと表わす
ことができる。このとき慣性起振力ＦＡ忙よるｚ軸方向
の力ＦｚｓＹ軸方向の力ｐｙけＦｚ＝　ＦＡ−（ＦＢ−
ｃｏｓ（０＋α）＋Ｆｃ−ｃｏｓθ）Ｆｙ　＝　ＦＢ−
ｓｉｎ　（θ＋ａ）−ｐ（、ｍ５ｔｎθＦＢニー軸バラ
ンサの慣性力 Ｆｃ：オーバ・バランシングによる慣性力α　ニー軸パ
ランサの偏角 となる。また、ガス圧力Ｆ８による側圧力Ｒｇけψ：コ
ントロッド中心線と２軸とのなす角となシ、慣性起振力
ＦＡによる側圧力ＲＡはとなる。よってシリンダブロッ
クに作用する全側圧ＲＹけ Ｒｙ＝ＲＡ十Ｒｇ となる。

以上のように解析された一軸バランサ付きのエンジン８
を第４図に示すように任意座標系Ｑ−Ｘｙ！に配置した
場合のＸ軸回ｐの起振モーメント、すなワチエンジン回
転による起振モーメン）ＭｘＨＭｘ　＝　Ｒｙ（Ａｚ−
Ｃｚ）＋ＦＡ−Ｃｙ　−Ｂｚ−ＦＢｓｉｎ（θ＋α）＋
Ｃ２−Ｆ（ｓｉｎθ−Ｂ、、ｐＢ−ｃｏｓ（θ十α）−
Ｃｙ　着ＦＣ−ｃｏｓθ・・・・・・・・・・・・・・
・・・・・・・［相］となる。したがって起振モーメン
トＭｘの最小値すなわち、 １ｉｔ）　−軸パランサの偏角αが最適値となるＩＶ）
　−軸バランサの取付位置が最適となる場合である。

そこで本発明は、上記１ｉｔ）、ｆｆ）の条件をめるた
めに、歩行型移動農機について各種のデータをめて、そ
れらからｌ１ｌ）、ＩＶ）の条件を探ることにした。

まず、第５図はエンジン回転状態における歩行型移動農
機の振動モードを示しておｐｌこれはエンジンのクラン
ク軸回転の１次モードでアシ、歩行型移動農機の振動の
全体を占めている特性２０け取付台６の一車輪軸２前方
部分でエンジン８から取付台６に伝達した振動が、−車
輪軸２を節点として、ハンドル１２に拡大されながら伝
わる様子を示している。

第８図は同じく第６図において、回転数を４０００ｒｐ
ｍに保ち偏角αを変化させた時の各計算値（ガス圧力含
む）の変化を示したグラフでアリ、特性２６は鉛直方向
分力Ｆ’ｓ特性２８は水平方向分力ｐｙ　、特性３０け
起振モーメン）　Ｍｘ　、特性３２はクランク軸中心回
シのモーメントＴの変化を示している。実際に、歩行型
移動農機の振動モードでは、エンジンのクランク軸回転
の１次であるので、以下は１次慣性起振力について論す
る。

第７図は第６図における偏角αを変化させた時の１次慣
性起振力Ｆの大きさを示したグラフで、慣性起振力Ｆは
水平方向分力Ｆｙ（第６図にお０て右方向が正）、鉛直
方向分力Ｆｚ（同じく下方向力５正）とするとＦ＝φ孕
＋Ｆｚ”　の軌跡と６Ｄ、偏角αが増加するにつれて慣
性起振力Ｆは、特性２５ａ（α＝００）、特性２５ｂ（
α＝１００）、特性２５Ｃ（α＝３０°）、特性２５ｄ
（α＝５００）に示すように増大している。

第９図は起振モーメン）　Ｍｘを変化させた時の／Ｘン
ドル１２の端部における振動感覚レベルＶＳＬの変化を
示したグラフで、エンジン回転数は４０００ｒｌ１ｍで
一定である。なお、振動感覚レベルＶＳＬとｒｊ上下方
向の振動レベルＶ（ｄＢ）、左右方向の振動レベルＨ（
ｄＢ）、前後方向の振動レベルＡ　（ｄＢ）を合成式 で合成したものである。

このような歩行型移動農機についての基本的な喬データ
に基ついて、本発明者は前記ｌ１ｌ）、ｆｆ）の条件を
実験により探や、次のようなデータを得た。

まず条４＋１１１）−軸バランサの偏角αが最適値とな
る場合について説明する。

第１０図は第１１図に示すように、クランク軸のバラン
スウェイト８ｄの偏角γを変化させたときの一次慣性起
振力の軌跡を示したグラフであｐ１真円の特性３３ａ（
７＝０°）から特性３３ｂ（７＝３０°）、特性３３ｃ
　（／）−＝　５０’）　、特性３３ｄ（γ＝７０°）
のように偏角γが増加するにつれて細長の惰円となって
いる。なお、エンジン回転数は、１ｏｏｏ　ｒｐｍで一
定である。

第１２図はクランク軸のバランスウェイト８ｄの偏角γ
を変化させた時の起振モーメン）Ｍｘの変化を示すグラ
フであり、偏角γの増加に対して起振モー”メントＭ、
の減少は僅かである。

第１３図けＬ６０型のエンジンについて、エンジン回転
数を４０００　ｒｐｍで一定とし、クランク軸のオーバ
・バランス率βをそれぞれ、３０％、５０％、７０％に
変化させた時の一次慣性起振力の軌跡すなわち、特性３
４ａ（β＝３０％）、特性３４ｂ（β＝５０％）、特性
３４Ｃ（β＝７０％）を示している。

第１４図はＬ６０　！ｌのエンジンについて、エンジン
回転数を４００Ｏｒｐｍで一定とし、クランク軸のオー
バ・バランス率βを増加させた時の起振モーメントＭｘ
の変化を示している。

第１５図はクランク軸のオーバーくランス率βを５０％
とし、−軸バランサｌＯのオーバ・ノ〈ランス率を５０
％とした時の、エンジン回転数に対する起振モーメント
Ｍｘの変化を示したグラフであり、特性４０はクランク
軸の偏角γをＯ゛′とし一軸バランサｌＯの偏角αを０
°とした場合、特性４２は一軸バランサｌＯの偏角αの
みを３０°とした場合を示している。また特性４３は二
軸バランサの場合を示している。

これらのデータからクランク軸の偏角γ、オーバ・バラ
ンス率βを変化させても歩行型移動農機の一車輪軸回夛
の起振モーメン）Ｍｓを低減する効果は僅かであるが、
−軸バランサｌＯの偏角αを変化させると起振モーメン
トＭｘが二軸バランサー並に大幅に低減するので、前記
振動加速度Ｇｘを低減する効果が大きいことが解る。

第１６図は一軸バランサの偏角αを変化させｔコ場合の
ハンドル１２端部における振動感覚レベルＶＳＬの変化
を示すグラフで、偏角αがｌθ°〜５０’の範囲で、振
動感覚レベルＶＳＬが低レベルでちることが解る。

第１７図は同様に一軸バランサの偏角αを変化させた場
合のエンジン８直上のボンネットにおける変位量りの変
化を示したグラフで、特性４４け水平方向の変位量Ｄｙ
、特性４６は上下方向の変位量Ｄｚを示している。これ
らの両特性４４．４６からも偏角αが１０’〜５０°の
範囲で変位量Ｄｙ、ｎｚが微小であることが解る。

第１　’８図けＬ４０型のエンジンを搭載した歩行型移
動農機における１、エンジン回転数を変化させた時のハ
ンドル１２の端部の振動感覚レベルＶＳＬの変化を示す
グラフで、特性４Ｂは偏角αを００にした従来の場合、
特性５０け偏角αを３０’に設定した場合を示している
。従来の特性４８は１２００’Ｐ”　〜１６００　ｒｐ
ｍ　１約２８００　ｒｐｍ付近、３４００　ｒｐｍ以上
で、実用限度とされているＶＳＬ＝１　］　５　（ｄＢ
）を越えておｐ１待に１３００　ｒｐｍ付近、３５００
　ｒｐｍ以上では実用不可とされているＶＳＬ＝１２０
　（ｄＢ）を越えている。これと比較して、特性５０け
全回転数範囲でＶＳＬ＝１１５　（ｄＢ）以下を維持し
ておシ、特に３０００’　ｒｐｍ以上では静粛とされて
いるｖＳＬ＝１１０（ｄＢ）をも下回っている。

第１９図はエンジン回転数を１化させた時のエンジン直
上のボンネットにおける水平方向の変位１４Ｄｙの変化
を示すグラフで、特性５２１１′：ｌ偏向化を００にし
た従来の場合、特性５４は偏角αを３０’に設定した場
合を示している。これら両持性５２・５４から偏角αを
３００ＶＣすれば、全回転数範囲において変位ｉｎｙを
大幅に減少することができ、特にＨ）００　ｒｐｍ　−
１５０Ｏｒｐｍ　、１’３５００　ｒｐｍ　〜４０００
　ｒａｍでの減少が著しいことか解る。

以上のように、−軸バランサ１ｏの偏角を１０’〜５０
°の範囲に設定することで、前記（β）式のモーメント
Ｍｓの増減に関与する起振モーメン）Ｍｘを大幅に低減
でき、特に偏角α＝３００においては、歩行型移動農機
各部の振動をも低減できる。

次に条件■）−軸バランサの取付位置が最適となる場合
、について説明する。−軸バランサｌＯの取付位置は第
２０図に示すよう尾、クランク軸中心Ｏｃを通る水平方
向基準線６０と、クランク軸中心Ｏｃ及び−軸バランサ
中心ＯＢを結んだ連結線６２とのなす角度ζで表わす。

なお、角度ζは基準線６０から上方が負値、下方が正値
となっている。

第２１図はＬ４０型のエンジンにおいて角度ζを変化さ
せた時の起振モーメン）　ＭＸの変化を示すグラフで、
特性７０は一部バランサ１０の取付位置をクランク軸中
心Ｏｃから最も遠ぐに配置した場合、特性７２け最も近
くに配置した場合を示している。これら両特性７０，７
２はともに１角度ζカｌＯ０〜６０°の範囲■で起振モ
ーメン）ＭＸが小さな値となることを示しておｐ、特に
ζ＝２７．５°で最小値を示している。

第２２図はＬ６０型のエンジンにおいて、角度ζを変化
させた時の起振モーメン）Ｍｘの変化を示ずグラフで、
この場合も第２３図と同様に、角度ζ力００〜６０’の
範囲ので起振モーメン）Ｍｘの値が小さくなっている。

第２３図はＬ４０型のエンジンに訃いて、クランク軸の
オーバ・バランス率βを５５影、−軸バランサのオーバ
・バランス率を５３．０％、エンジン回転数を４００Ｏ
ｒｐｍで一定とした場合に、前記偏角αを要化させた時
の起振モーメントＭＸの最小値軌跡を示している。

第２４図はＬ６０　型のエンジンにおいて、クランク軸
のオーバ・バランス率βを５５．０５％、−軸バランサ
のオーバ・バランス率を５２％、エンジン回転数を４０
０Ｏｒｐｍで一定とした場合に、偏角αを変化させた時
の起振モーメン）Ｍｘの最小値軌跡を示している。

以上のように、エンジンの取付位置については角度ζが
０６〜６０’の範囲で起振モーメン）Ｍｘの値を小さく
することができるので、前記０式の振動加速度ＣＺを低
減することができる。

（発明の効果） 以上説明したように、本発明によればエンジン８の一部
バランサ１０をクランク軸に対して、−車輪軸２回ルの
起振モーメン）ＭＳが最小となるように連係させたので
、小型、軽量、低価格が厳しく要求される歩行型移動農
機において、構造が簡単な一部バ２ンサによって多軸バ
ランサと同等に一車輪軸２回りの起振モーメン）Ｍｓを
低減して操作性を向上させることができる。

【図面の簡単な説明】

第１図は一部を破断して示す歩行型移動農機の正面図、
第２図は歩行型移動農機の力学的モデルを示す模式図、
第３図はエンジンの模式図、第４図はエンジンを任意座
標系に配置した場合の模式図、第５図は振動モードを示
すグラフ、第６図はエンジンの縦断面図、第７図は一部
バ２ンサー偏角αに対する一次慣性起振カの軌跡を示す
グラフ、第８図は偏角の一水平方向分カＦｙ、垂直方向
分カＦｚ１起振モーメントＭＸ％クランク軸回）のモー
メン）Ｔ特性ガス圧力含むを示すグラフ、第９図は起振
％　−／　：ｙ、　）　Ｍｘ　＊動感覚しベルｖ　Ｓ　
Ｌ　特性を示すグラフ、第１０図はクランク軸の偏角ｒ
を変化させた時の一次慣性起振力の軌跡を示すグラフ、
第１１図はエンジンの縦断面図、第゛１２図は偏角γ−
起振モーメントＭｘ特性を示すグジ７、第１３図はクラ
ンク軸のオーバ・バランス率βを変化させた時のクラン
ク軸の一次慣性起振力の軌跡を示すグラフ、第１４図は
クランク軸のオーバ・バランス率β−起振モーメントＭ
！特性を示すグラフ、第１５図は一部バランサーの偏角
αに対するエンジン回転数−起振モーメントＭ！特性を
示すグラフ、第１６図は一部バランヤの偏角α−振動感
覚しベルＶＳＬ特性を示すグラフ、第１７図は−ｍ　バ
ランサの偏角α−エンジンボンネット部の変位量り特性
を示すグラフ、第１８図はエンジン回転数−ハンドル部
の振動感覚レベルＶＳＬ特性を示すグラフ、第１９図は
エンジン回転数−エンジンボンネット部の変位ｉＤ特性
を示すグラフ、第２０図はエンジンの縦断面図、第２１
図は第２０図の角度ζ−起起振モーフ２１Ｍ時特性示す
グラフ、第２２図は同じく角度ζ−起振モーメント特性
を示すグラフ、第２３図は角度ζに対する偏角α−起振
モーメン）ＭＸの最小値軌跡を示すグラフ、第２４図は
同じく角度ζに対する偏角α−起振モーメン）Ｍｘの最
小値軌跡を示すグラフである。２・・・−車輪軸、６・
・・エンジン取付台、８・・・エンジン、３ａ　・・・
クランクビン、８Ｃ・・・クランク軸ギヤ、８ｄ・・・
バランスウェイト、１０・・・−軸バランサ、ｉｏａ・
・・−軸バランサギヤ、１０ｂ・・・バランスウェイト
、１２・・・ハンドル、α・・・−軸バランサの偏角、
ｒ・・・クランク軸の偏角、６０・・・水平方向基準線
、Ｏｃ・・・クランク軸中心、ｏＢ・・・−軸パランサ
中心、６２・・・連結線、ζ・・・水平方向基準線と連
結線とのなす角度 特許出願人　ヤンマーディーゼル株式貧社第７図 ０　２０　４０　６０　ＢＯ ｆＩｎｌＥ４　（Ｘ　（ｄｅｇ） 第９図 第２３図 イ鵬β糟　（ｌ　（ｄｅｇ〕 第２＋図 ’　２０　４０　６０　δ０ 襦内　＜Ｘ’　（ｄｅｇ）

Claims (1)

1. 【特許請求の範囲】 ｆｘｌ　−車輪軸に支持されたエンジン取付台の一車輪
   軸よｐ前方に、クランク軸が一車輪軸と平行となる方向
   に配置されかつクランク軸の慣性起振力を打消す一軸バ
   ランサを有するエンジンを設け、前記−車輪軸の後方に
   ハンドルを有する歩行型農機において、エンジンの回転
   状態における前記−車輪軸回りの起振モーメントが最小
   となるように前記−軸バランサをクランク軸に連係させ
   たことを特徴とする歩行型移動農機。 （２）　エンジン回転方向が少なくともある１気筒のピ
   ストン下降時にクランクピンが後方へ向かって下降する
   方向となるようにエンジンを配置し、エンジンの一軸バ
   ランサの回転中心をクランク軸中心の前方下側に配置し
   、クランク軸中心を通る水平方向の基準線と前記両中心
   を結んだ線とがなす角度を０６〜６０°に設定したこと
   を特徴とする特許請求の範囲第１ｆｊ４記載の歩行型移
   動農機。 （３）　エンジン勾回転方向が少なくともある１気筒の
   ピストン下降時にクランクピンが後方へ向かって下降す
   る方向となるようにエンジンを配置し、噛合している一
   軸パ２ンサギャとクランク軸ギヤとをｌ対ｌのギヤ比に
   設定し、−軸バランサをクランク軸に対してｌＯ°〜５
   ０°進角させたことを特徴とする特許請求の範囲第１項
   記載の歩行ｆｆｉ！移動農機。