CN103161877B - 用于内燃机的平衡器装置 - Google Patents

Abstract

本发明涉及用于内燃机的平衡器装置。在包括一对平衡器轴（11，21）的平衡器装置（10）中，用于平衡器轴的径向轴承（41-44）仅形成在平衡器壳体（30）中和/或其一体延伸部（52）中。因为与平衡器壳体分离地设置的泵罩（56）不包括用于各平衡器轴的径向轴承，因此当机加工平衡器壳体中的径向轴承孔时无需将泵罩附接到平衡器壳体，从而简化制造过程，并且与其中泵罩设置有需要与平衡器壳体的对应轴承孔对准的轴承孔的情况相反，能够无困难地确保用于各平衡器轴的轴承半部的同轴性。

Description

用于内燃机的平衡器装置

技术领域

本发明涉及用于内燃机的平衡器装置，并且具体地涉及具有平衡器壳体的平衡器装置，所述平衡器壳体在其轴向端部一体地结合有用于润滑油泵的泵壳体。

背景技术

机动车往复式内燃机通常结合有用于消除由活塞的往复运动造成的发动机振动的平衡器装置。平衡器装置通常包括一对平衡器轴，这一对平衡器轴彼此平行地延伸并且装配有平衡器配重。平衡器轴定位在位于曲轴下方的油盘中。其中一个平衡器轴或主动平衡器轴经由诸如链轮和链机构的适当动力传递机构由曲轴可旋转地致动，并且另一个平衡器轴或从动平衡器经由齿轮机构与主动平衡器轴连接，所述齿轮机构使两个平衡器轴沿相反方向以相同速度旋转。通常，平衡器轴以两倍于曲轴的旋转速度的旋转速度旋转。

平衡器装置还可以结合有滤油器、油泵以及用于连接滤油器和油泵的入口通路。平衡器壳体通常包括上部壳体和下部壳体，该上部壳体和下部壳体在穿过平衡器轴的中心线的水平界面处彼此结合。油泵(或者其泵转子)连接到从动平衡器轴的从泵壳体的端面延伸的轴向端，所述泵壳体在其轴向端与下部壳体一体地形成。泵罩附接到泵壳体的端面，以在泵壳体内限定泵室。例如，在JP 3643506B中公开了这样的平衡器装置。

在前面提出的平衡器装置中，用于接收泵的外部转子的泵室形成在与平衡器壳体分离地形成的泵罩中，并且泵罩设置有用于支承从内部转子伸出的泵轴的径向轴承。因此，需要花费一定精力来精确地对准泵罩中的径向轴承的中心和平衡器壳体中的径向轴承的中心。因这样的精力，泵罩的轴承孔可能在泵罩附接到平衡器壳体的情况下被机加工。

然而，在机加工出泵罩中的轴承孔之后，泵罩必需被移除以使得能够安装平衡器轴，并且泵罩之后必须被再次附接到平衡器壳体。即使可以采用定位销或其它措施相对于平衡器壳体适当地定位泵罩，也十分难以完全消除泵罩中的轴承孔的轴向中心与平衡器壳体的中心的对准误差。轴承孔的任何错位都会导致诸如噪声和寿命减少之类的不期望后果。

当平衡器装置在其轴向端结合有用于发动机润滑油的泵时，平衡器壳体可以一体地形成有用于将油泵与滤油器以及发动机的其它部件连通的通路。通常，平衡器壳体包括上部壳体和下部壳体，该上部壳体和下部壳体在水平地延伸并且穿过平衡器轴的轴向中心的界面处彼此结合，并且下部壳体的侧壁在内部形成有用于油泵的入口通路，该入口通路从安装在下部壳体的底壁上的过滤器延伸到泵的入口端。例如，参见JP 3643506B。

该过滤器装配在从下部壳体的底壁向下延伸的筒状壁中，并且连通孔穿过将限定在筒状壁内的凹部与形成在下部壳体中的入口通路分离的壁部。然而，为了确保该连通孔的足够横截面积以充分地降低引入泵中的油的流阻，需要大直径的连通孔，但这致使筒状壁和/或入口通路的高度增加，从而平衡器壳体和油盘的总高度必须以对应的方式增加。通过使用具有与竖直尺寸相比的大横向尺寸的连通孔，能够在不增加总高的情况下增加横截面积，但这继而需要高成本的机加工过程。此外，设置这样的大连通孔会不希望地降低平衡器壳体的刚度和机械强度。

发明内容

为了解决现有技术中的这种问题，本发明的主要目的是提供一种用于内燃机的平衡器装置，该平衡器装置容易组装，同时确保用于平衡器轴的轴承的高精度水平。

本发明的第二目的是提供一种用于内燃机的平衡器装置，其中用于平衡器轴的径向轴承以有利的方式布置。

本发明的第三目的是提供一种用于内燃机的平衡器装置，该平衡器装置结合有油泵并且设置有用于油泵的入口通路，该入口通路对于被引入泵中的油显现最小阻力。

这些目的的至少一部分能够通过提供一种用于内燃机的平衡器装置来实现，该平衡器装置包括：一对平衡器轴，这一对平衡器轴包括主动平衡器轴和从动平衡器轴，并且均结合有平衡器配重并彼此平行地布置，所述两个平衡器轴联接成使得这两个平衡器轴沿相反方向以两倍于发动机的旋转速度的旋转速度旋转；下部壳体，该下部壳体包括一对用于各平衡器轴的轴承下半部；上部壳体，该上部壳体构造成结合到所述下部壳体，从而形成平衡器壳体，所述上部壳体包括与所述下部壳体的所述轴承下半部对应的轴承上半部，所述轴承上半部用于与所述轴承下半部结合地形成用于所述平衡器轴的径向轴承；泵壳体，所述泵壳体作为所述上部壳体和所述下部壳体的其中一个的一体延伸部而形成在该其轴向端，以在内部限定油泵的泵室的一部分；泵罩，该泵罩从所述泵壳体的外部轴向端结合到所述泵壳体，以与所述泵壳体一起结合地限定所述泵室；以及泵转子，该泵转子被接纳在所述泵室中；其中，所述从动平衡器轴的邻近所述泵壳体的轴向端与所述泵转子联接，并且所述主动平衡器轴的轴向端设置有构造成由所述发动机的曲轴致动的构件，用于所述平衡器轴的所述径向轴承仅形成在所述平衡器壳体中和/或所述平衡器壳体的一体延伸部中。

因为泵罩不包括用于任一平衡器轴的径向轴承，因此当机加工平衡器壳体中的径向轴承时无需将泵罩附接到平衡器壳体，并且这简化了加工过程。由于轴承半部仅需要形成在平衡器壳体中和/或平衡器壳体的延伸部中，因此与其中泵罩设置有需要与平衡器壳体的对应轴承孔对准的轴承孔的情况相反，能够确保用于各平衡器轴的轴承半部的同轴性而无任何困难。由此，能够简化制造过程。此外，能够将径向轴承之间的间隙减至最小，从而使各径向轴承中的润滑油的消耗最少，并且能够避免油泵的输出的不足。

根据本发明的一些方面，所述油泵被接纳在所述泵壳体中，并且所述泵转子经由可分离的联轴器连接到所述从动平衡器轴的所述轴向端，从而便于结合有油泵的平衡器装置的组装。

根据本发明的另一方面，用于所述主动平衡器轴的最邻近所述泵壳体的所述径向轴承比所述从动平衡器轴的最邻近所述泵壳体的所述径向轴承更朝向所述泵壳体偏移。由此，主动平衡器轴能够被径向支承在由发动机的曲轴致动的构件的附近，从而能够由主动平衡器轴的径向轴承以有效的方式支承不可避免地施加到该构件上的较大负载。

根据本发明的优选实施方式，所述平衡器壳体设置有用于所述两个平衡器轴的四个径向轴承，其中两个径向轴承在所述平衡器壳体的远离所述泵壳体的轴向端形成在垂直于所述平衡器轴延伸的公共轴承壁中，其余两个径向轴承以相互轴向偏移的方式形成在所述平衡器壳体的邻近所述泵壳体的轴向端中。具体地，泵壳体可以与下部壳体一体地形成，并且可以包括在其中限定用地油泵的油路的横向延伸部。而且，从动平衡器轴的与泵壳体邻近的轴向端的一部分能够从平衡器壳体暴露，同时泵壳体设置有用于以可旋转的方式支承从泵转子伸出的泵轴的径向轴承。

根据本发明的又一方面，用于所述从动平衡器轴的所述径向轴承中的一个径向轴承形成在所述平衡器壳体的轴承壁中，并且所述从动平衡器轴包括由所述径向轴承支承的轴颈以及所述平衡器配重的一对平衡器配重部，该对平衡器配重部形成在所述轴颈的两侧，从而由所述轴承壁的端面接合，并且其中所述从动平衡器轴与所述泵壳体邻近的所述轴向端经由联轴器与所述泵轴的相对轴向端联接，所述联轴器能够借助在所述从动平衡器轴和所述泵轴的两个相对轴向端之间的相对横向运动而接合和分离。

由此，平衡器配重的负载能够以高效的方式被支承在产生平衡器轴的不平衡负载所处的部位处。该布置在组装过程期间防止平衡器轴的轴向运动，但通过使用能够借助在从动平衡器轴和泵轴的两个相对轴向端之间的相对横向运动而接合和分离的联轴器的该结构，而使组装过程不复杂。

根据本发明的又一方面，用于所述从动平衡器轴的在所述平衡器壳体的与所述泵壳体邻近的端部中形成的所述径向轴承形成在所述平衡器壳体的端壁中，并且用于所述主动平衡器轴的在所述平衡器壳体的与所述泵壳体邻近的端部中形成的所述径向轴承形成在所述泵壳体的横向延伸部中。

由此，通过使用紧凑且简单的结构，能够以轴向偏移的关系设置用于平衡器轴的位于泵壳体侧的径向轴承。

根据本发明的又一方面，所述平衡器壳体包括：管状壁，该管状壁沿着所述平衡器壳体的与所述从动平衡器轴邻近的一侧延伸并且在内部限定轴向通路；以及筒状壁，该筒状壁从所述平衡器壳体的底壁以连续的关系向下延伸，从而用作过滤器安装部，连通孔穿过分隔壁，所述分隔壁将限定在所述筒状壁内的凹部与所述轴向通路分离。

管状壁在提高平衡器轴的刚度和机械强度方面是有效的。即使能够利用金属铸造过程能够较简单地形成管状壁，但简单地通过钻孔或者其它方式形成通过将限定在所述筒状壁内的所述凹部与所述轴向通路分离的所述分隔壁的连通孔，而能够形成从过滤器到油泵的涉及较低流阻的连通通路。优选地，至少两个连通孔穿过将限定在所述筒状壁内的所述凹部与所述轴向通路分离的所述分隔壁，这些连通孔沿着轴向方向彼此并排设置，从而能够确保到连通通路的大的横截面积，而不增大管状壁和/或筒状壁的竖直尺寸，并且不会不期望地降低平衡器壳体的包围分隔壁的那部分的机械强度。

优选地，所述上部壳体和所述下部壳体由大体水平的界面分离，并且所述管状壁在高度上设置在所述界面与所述下部壳体的有效底面之间，从而能够使下部壳体的竖直尺寸以及因此油盘的竖直尺寸最小。

为了有效地提高平衡器壳体的底壁的刚度和机械强度，并且为了使得设置管状壁对平衡器壳体的底壁的刚度和机械强度的贡献最佳，所述下部壳体在其底壁部中可以设置有一对部分筒状壁部，从而与所述两个平衡器轴对应，同时所述管状壁至少部分地直接连接到所述部分筒状壁部中的其中一个上。

附图说明

现在将参照附图在下文描述本发明，在附图中：

图1是沿着主动平衡器轴的轴线剖取的结合有实施本发明的平衡器装置的发动机的局部剖视图；

图2是沿着图1的线Ⅱ-Ⅱ剖取的剖视图；

图3是沿着图2的线Ⅲ-Ⅲ剖取的平衡器装置的剖视图；

图4是平衡器装置的分解立体图；

图5是沿着图1的线Ⅴ-Ⅴ剖取的剖视图；

图6是平衡器装置的仰视图；

图7是从下方观看的平衡器装置的立体图；

图8是沿着图6的线Ⅷ-Ⅷ剖取的放大剖视图；

图9a和图9b是示出装载在径向轴承上的模式的图；以及

图10是示出根据本发明的平衡器装置和传统平衡器装置的一阶噪声水平的图形。

具体实施方式

在下文中参照附图描述实施本发明的平衡器装置10。该平衡器装置10适用于直列式四缸机动车发动机1。

参照图1和图2，发动机1具有曲轴2，该曲轴相对于车体(图中未示出)沿横向方向水平地延伸，并且该发动机还包括本身已知布置的下缸体3和油盘4。平衡器装置10大体被接纳在油盘4中。发动机1安装在车辆上，使得气缸轴线向后倾斜，如图2所示。

所示的实施方式的平衡器装置10被设计成将由活塞的往复运动造成的发动机1的二阶振动减至最小，并且该平衡器装置包括：主动平衡器轴11和从动平衡器轴21，该主动平衡器轴和从动平衡器轴分别设置有大体相同的平衡器配重12和22；以及平衡器壳体30，该平衡器壳体以可自由旋转的方式支承彼此平行的平衡器轴11和21。平衡器壳体30包括下部壳体31和上部壳体32，该下部壳体和上部壳体在穿过平衡器轴11和21的中心线的界面处彼此结合。平衡器装置10借助向上穿过多个螺栓接收孔16(参见图4)的螺栓而附接到下缸体3的下表面(曲轴2的下方)，所述多个螺栓接收孔16在平衡器壳体30的适当部分中穿过。

如图1所示，曲轴带轮5附接到曲轴2的伸出发动机1的端部，并且大链轮6装配在曲轴2的在发动机1内位于曲轴带轮5正后方的部分上。主动平衡器轴11的自由端(该自由端位于从动平衡器轴21的自由端的前方)通过使用螺栓而装配有小链轮7，并且环链8绕着两个链轮6和7穿行，从而主动平衡器轴11以两倍于曲轴2的旋转速度的旋转速度被旋转地致动。如图1、3和4所示，借助一体地装配在相应的平衡器轴11和21的中间部上的斜齿轮13和23的啮合，两个平衡器轴11和21沿相反方向以相同旋转速度旋转。

各平衡器轴11、21均形成有：较大直径的第一轴颈部14、24，这些第一轴颈部位于对应斜齿轮13、23的后方；以及较小直径的第二轴颈部15、25，这些第二轴颈部位于对应斜齿轮13、23的前方。各平衡器轴11、21的平衡器配重在对应第一轴颈部14、24的两侧分开成一对平衡器配重部12f、12r、22f、22r。

下部壳体31设置有第一轴承壁46(或者第一轴承壁46的下半部46a)，该第一轴承壁垂直于平衡器轴11和21的轴线延伸而邻近下部壳体31的后端，并且在第一轴承壁46a中形成有用于两个平衡器轴11和21的第一轴颈部14和44的一对第一轴承半部41a和43a。下部壳体31设置有第二轴承壁49a，该第二轴承壁垂直于平衡器轴11和21的轴线延伸而邻近下部壳体31的前端。第二轴承壁49a限定有用于从动平衡器轴21的第二轴颈部25的轴承半部44a以及限定用于主动平衡器轴11的空间的凹部。下部壳体31还设置有：泵壳体51，该泵壳体51定位在从动平衡器轴21的前端的前方；以及第三轴承壁47a，该第三轴承壁在第二轴承壁49a的外侧横向邻近泵壳体51定位。泵壳体51结合有泵主体64，该泵主体与从动平衡器轴21的轴向中心线对准，并且第三轴承壁47a形成有用于主动平衡器轴11的第二轴颈部15的轴承半部42a。因此，用于主动轴11的第一轴承和第二轴承之间的距离比用于从动轴21的第一轴承和第二轴承之间的距离长。

上部壳体32形成有对应轴承半部41b、42b、43b和44b，使得当上部壳体32和下部壳体31彼此结合时形成分别用于平衡器轴11和21的每个的第一轴颈部14、24和第二轴颈部15、25的第一轴承41、43与第二轴承42、44。具体地，第一轴承41和43彼此横向对准(或者彼此不轴向偏移)，而第二轴承42和44彼此轴向偏移。上部壳体32还设置有轴承壁46b、49b和47b的上半部，该上半部与下部壳体31的轴承壁46a、49a和47a的下半部结合而形成完整轴承壁46、49和47。上部壳体32的与下部壳体31的泵壳体51对应的部分无任何构件(或者被切除)。

各平衡器轴11、21在第一轴颈14、24的两个轴向端都形成有一对径向凸缘，使得径向凸缘的背离第一轴颈部14、24的端面与第一轴承壁46的端面协作而提供止推轴承表面。换言之，第一轴承壁46对于各平衡器轴11、21的第一轴颈部14、24不仅提供径向轴承而且提供止推轴承。在该具体情况下，第一轴承41和43彼此横向对准(不彼此轴向偏移)，而第二轴承42和44彼此轴向偏移。

上部壳体32和下部壳体31如下文中所描述的那样结合。两个平衡器轴11、21的第一和第二轴颈部14、15、24和25放置在对应的轴承半部41a、42a、43a和44a(如图4中所示)上，并且上部壳体32放置在下部壳体31上，其中将上部壳体32的上轴承半部41b、42b、43b和44b施加到两个平衡器轴11和21的第二轴颈部14、15、24、25上，从而停靠在下部壳体31的下半部41a、42a、43a和44a上。之后，将螺栓穿过对应的螺栓孔16并且紧固。由此，两个平衡器轴11和21以可自由旋转的方式接收在平衡器壳体30中。此时，第一轴承壁46不仅为第一轴颈部14和24提供径向轴承表面而且为平衡器配重12和22的径向凸缘部的端面提供止推轴承表面。

平衡器壳体30还包括轴包围壁35，该轴包围壁包括：第一部分，该第一部分在第一轴承壁46和第二轴承壁49之间延伸，并且围绕斜齿轮以及平衡器轴11和21的前配重部12f和22f；第二部分，该第二部分在第二轴承壁49和第三轴承壁47之间延伸，并且围绕主动平衡器轴11的位于斜齿轮13和第二轴颈部15之间的部分；以及第三部分，该第三部分从第一轴承壁46轴向向外延伸(围绕平衡器轴11和21的后配重部12r和22r)。

如图3和图4所示，泵壳体51结合有用于将润滑油供给到发动机的各个部分的摆线油泵60。油泵60构造成由从动平衡器轴21的相对端部驱动。更具体地，泵壳体51与下部壳体31一体地形成从而在上部壳体32和下部壳体31之间的界面上方延伸，并且在内部限定筒状泵室63的一部分。泵壳体51与第二轴承壁49间隔开，并且从动平衡器轴21从泵壳体51和第二轴承壁49之间的间隙暴露。

泵罩56通过使用螺栓附接到泵壳体51的前端面，并且限定筒状泵壳体51的其余部分。泵室63中接纳有内部转子61和外部转子62，所述内部转子具有中心泵轴28，所述外部转子由泵室63的内周面以可旋转的方式支承。内部转子61和外部转子62以与本身已知的摆线泵的内部转子和外部转子的情况通常相同地被构造和结合。

泵轴28设置有朝向从动平衡器轴21延伸的第三轴颈26。第三轴颈26由形成在泵壳体51中的作为穿过泵壳体51的竖直壁的轴承孔的径向轴承45以可旋转的方式支承。从动平衡器轴21的前轴向端面形成有横穿其轴向端面沿直径延伸的键27a。第三轴颈26的面向从动平衡器轴21的相对轴向端面形成有横穿其轴向端面沿直径延伸的对应键槽27b。键27a接合形成在泵轴28的相对端面上的键槽27b，从而油泵60由从动平衡器轴21致动。因此，从动平衡器轴21的旋转使得油盘中的油在压力下被供给到发动机的各个部分。

由于使用了该键联接，因此通过将从动平衡器轴21放置在第一轴承43的下半部43a和第二轴承44的下半部44a上能够将从动平衡器轴21组装到下部壳体31，其中泵轴28已由泵壳体51中的第三轴承45支承，使得在将上部壳体32放置在下部壳体31之前，键27a从侧方穿入槽27b中。如由本领域技术人员能容易理解的，在不脱离本发明精神的情况下，所述键可以形成在泵轴28中，而键槽形成在从动平衡器轴21中。此外，该轴联接可包括任何其他类型的轴联接，只要从动平衡器轴21能够横向地或者以其它方式联接到泵轴28而不需要从动平衡器轴21的轴向运动即可。

如图4中所示，泵壳体51包括：第一横向延伸部52，该第一横向延伸部在主动平衡器轴11的下方延伸，并且与泵罩56协作而在内部限定有油泵60的出口通路69；以及形成在上部壳体32中的对应的横向延伸部(无附图标记)。泵壳体51还包括第二横向延伸部53，该第二横向延伸部沿相反方向向外横向膨出，并且也与泵罩56协作而限定油泵60的入口通路68的下游端。第一横向延伸部52一体连接到下部壳体31的前端的下部，并且限定主动平衡器轴11的第二轴承42的下半部42a。换言之，主动平衡器轴11的第二轴承42的下半部42a形成在第一横向延伸部52的上部中。而且，第二横向延伸部53经由连接部36(参见图6)一体地连接到下部壳体31的邻近横向端部，所述连接部36包括形成为下部壳体31的底壁的连续部并由肋加强的平坦壁构件。

如图5所示，除了出口通路69和油盘60的入口通路68的下游端之外，泵罩56还设置有配合面56a，该配合面构造成结合到泵壳体51的轴向端面，从而限定泵室63的前端。阀室70形成在泵室63的下方从而将出口通路69和入口通路68彼此连通，并且在其中以可滑动的方式接纳包括本身已知的柱塞阀的安全阀(图中未示出)，从而出口通路69中的过量压力返回到入口通路68。螺栓凸台57设置在泵罩56的每个横向端部中，并且螺栓孔16(参见图6)穿过各螺栓凸台57，以用于将泵罩56固定到下缸体3。各螺栓凸台57的上表面限定平衡器装置10的上表面的一部分。泵罩56的与主动平衡器轴11对应的部分形成有内径比主动平衡器轴11的外径大的通孔58，从而主动平衡器轴11可以穿过泵罩56而不接触泵罩56。

如图1所示，主动平衡器轴11的前端比平衡器壳体30和泵壳体51的第一横向延伸部52更突出得更远，并且经由通孔58突出平衡器壳体30而超过泵罩56的前端面。主动平衡器轴11的外端通过使用螺栓装配有小链轮7。一旦将主动平衡器轴11放置在下部壳体31上的第一轴承41的下半部41a和第二轴承42的下半部42a上，则因为两个平衡器配重部12f和12r的相对轴向端面支承在第一轴承壁46的相对止推轴承表面上，因此主动平衡器轴11不能沿轴向方向移动。因此，如果泵罩56设置有用于主动平衡器轴11的径向轴承，则在泵罩56附接到下部壳体31的情况下主动平衡器轴11不能被组装或移除。另一方面，根据本发明，泵罩56不包括用于主动平衡器轴11的任何径向轴承，如果泵罩56的通孔58形成得足够大，则即使泵罩56已附接到下部壳体31，也能够组装或移除主动平衡器轴11。

因此，平衡器壳体30、泵壳体51和泵罩56由此构造成使得两个平衡器轴11和21仅由平衡器壳体30和横向延伸部52支承。

如图2、3和6所示，平衡器壳体30的底壁设置有从底壁的围绕入口孔71的部分向下延伸的筒状壁37。底壁还可以是弯曲的从而紧密地围绕平衡器配重12和22的轨迹(由此限定一对平行于彼此延伸而与两个平衡器轴对应的部分筒状壁部)，并且筒状壁37关于底壁的最下点对中。因此，通过筒状壁37与底壁协作而限定凹部65。由模压形成的钢板制成的过滤器罩72(图2)压配合到筒状壁37的内周缘中，并且横向变长的入口孔71a形成在过滤器罩72中。

如图2所示，限定轴向通路67的管状壁38沿着下部壳体31的在从动平衡器轴21侧的侧部与该下部壳体一体地形成，从而管状壁38在高度上定位在下部壳体31和上部壳体32之间的界面30a与下部壳体31的下端面30b之间，并且连接到轴包围壁35和平坦连接壁36(图6)。管状壁38与筒状壁37的一部分结合从而限定将轴向通路67与凹部65的内部分离的分隔壁39。

如图7和图8所示，分隔壁39设置有邻近于彼此水平或轴向布置的一对连通孔66，这一对连通孔将轴向通路67与凹部65的内部连通。泵罩56、下部壳体31(结合有泵壳体51)和上部壳体32可由模铸铝合金构成，并且轴向通路67、入口通路68的下游端以及泵罩56的阀室70通过使用铸芯而形成。连通孔66能够通过钻孔而形成。

如图6和图7所示，具有五个用于将平衡器装置10固定到发动机1的下缸体3的螺栓孔16，其中，两个螺栓孔位于泵罩56的两个横向端，两个螺栓孔位于第一轴承壁46的两个横向端，并且一个螺栓孔位于第一横向延伸部52(在出口通路69的下游端附近)(图4)的末端(与下缸体3邻近)。与出口通路69的下游端的外部邻近的螺栓孔16由相对较薄壁的凸台部17围绕，该凸台部17由在该凸台部17和轴包围壁35之间延伸的一对肋18加强。位于第一轴承壁46的两个横向端上的每个螺栓孔16由相对较薄壁的凸台部17围绕，因为所述螺栓孔需要相对高的刚度。位于第一轴承壁46的两个横向端上的凸台部17中的一个借助一对肋18连接到筒状壁37，以进一步提高平衡器壳体30至发动机1的下缸体3的附接的强度和刚度。

在所示的实施方式中，除了用于将上部壳体32和下部壳体31彼此结合的邻近于径向轴承的螺栓之外，上部壳体32和下部壳体31还借助将平衡器壳体30固定到下缸体3的螺栓来彼此结合。然而，分离组的螺栓可以用于结合上部壳体32和下部壳体31以及将平衡器壳体30附接到下缸体3。

当从动平衡器轴21随着油泵60一起旋转时，润滑油将经由滤油器、凹部65、连通孔66和轴向通路67而引入泵主体64中，并且在压力下排入出口通路69中。润滑油从出口通路69的开通到平衡器壳体30的上端的下游端前行到下缸体3中的油路，然后分布到发动机1的各个部分。

由于两个平衡器轴11和21仅由平衡器壳体30和泵壳体的横向延伸部52支承，因此无需在机加工轴承41至44之前将泵罩56附接到平衡器壳体30，并且组装过程被简化。用于两个平衡器轴的径向轴承的两个半部仅形成在平衡器壳体30(和延伸部)中，从而防止因在平衡器装置的制造过程期间需要重新装配平衡器壳体30而损害对中精度。由此，使轴承中的间隙最小，从而能够使由轴承消耗的润滑油最少。

主动平衡器轴11仅由形成在平衡器壳体30中的两个轴承41和42支承，并且前部轴承42朝向小链轮7轴向偏移。因此，前部轴承42上的负载相对较低，如能够通过估算关于第一轴承41的力矩的总和而容易理解，如图9a中所示。

P1·L1+P3·L3＝Qra·L4+P2·L2…(1)

其中Qra是第二轴承42的轴承反作用力，P1是环链8的张力，P3是后部平衡器配重部的离心力，并且P2是前部平衡器配重部的离心力。

由于在该情况下P2＝P3，并且L2＝L3，因此

Qra＝P1·L1/L4…(2)

因此，L4越大，第二轴承42的轴承反作用力Qra变得越小。

此外，附加第三轴承不必然降低第二轴承42上的负载。假设在第一轴承41和第二轴承42之间(在与从动平衡器轴21的第二轴承44对应的位置处)存在附加轴承143，如图9b所示。除了环链8的张力P1之外，第二轴承42另外地经受施加到第三轴承143的负载的反作用力。因此，与所示的实施方式(图9a中所示)的第二轴承42相比，该假设示例(图9b中所示)的第二轴承42经受较大的负载并且因此经受较大的摩擦。

在图9b所示的假设示例的情况下，关于第一轴承41的力矩的平衡能够由下列公式(3)给出。

Qra·L4+P2·L2＝P1·L1+P3·L3+Qrb·L5…(3)

其中，Qrb是第三轴承143的轴承反作用力。因此，第二轴承42的轴承反作用力Qra能够由下列公式(4)给出。

Qra＝(P1·L1+Qrb·L5)/L4…(4)

因此，所示的实施方式的第二轴承42的轴承反作用力Qra比假设示例的第二轴承42的轴承反作用力Qra小由第三轴承143支承的轴承反作用力Qrb。因此，通过适当地放置第二轴承42并且不附加第三轴承，能够使经受环链的张力的第二轴承42上的负载最小，并且平衡器装置能够被紧凑且轻质地构造。

在所示的实施方式中，第二轴承42的轴承反作用力Qra保持得小，但是第一轴承41的轴承反作用力Qrc变得较大。因此，在所示的实施方式中，第一轴承41被赋予相对较大的宽度(并且因此相对较高的刚度)，并且形成用于第一轴承41的油路的专门布置。常规上，通过将润滑油从油源供给到用于其中一个平衡器轴的轴承，并且将润滑油从所述轴承供给到另一个平衡器轴的邻近轴承，而润滑各平衡器轴的两个平衡器配重部之间的轴承。因此，位于供油路径的上游端处的轴承可以被有利地润滑，但如果位于上游轴承处的润滑油消耗通常因上游轴承中的较大间隔或间隙而过量，则使位于下游端处的轴承不能被有利地润滑。因此，在所示的实施方式中，在设置于上部壳体32中用于将下部壳体31固定到上部壳体32的螺栓孔之中，定位在位于两个平衡器轴11和21之间的第一轴承壁46中的那个螺栓孔19用作用于将润滑油分布到形成于第一轴承壁46中的两个轴承41和43的通路，从而用于平衡器轴11和21的两个轴承41和43都可以被均匀地润滑。

在所示的实施方式中，泵壳体51中接纳有油泵60，从而油泵60仅由泵壳体51以可旋转的方式支承。更具体的是，外部转子62由泵室63的内周壁以可旋转的方式支承，而不为泵壳体51中的外部转子62提供轴颈轴承。因此，即使泵罩56被组装到已被完全组装的平衡器装置10，外部转子62的轴向中心也能够必定与从动平衡器轴21的轴向中心对准。

在所示的实施方式中，因为用于主动平衡器轴11的第二轴承42相对于从动平衡器轴21的位于油泵60侧的第二轴承44朝向小链轮7偏移，因此主动平衡器轴11在其与小链轮7邻近的部分处被支承。因此，主动平衡器轴11能够以高刚度被支承而抵抗由链环8施加到链轮7的力。

与下部壳体31一体地形成的泵壳体51设置有第一横向延伸部52，该第一横向延伸部在内部限定有用于油泵60的外部通路69，并且用于主动平衡器轴11的比用于主动平衡器轴11的第一轴承43更靠近小链轮7定位的第二轴承42的下半部42a位于第一横向延伸部52的上部中。因此，用于主动平衡器轴11的第二轴承42定位成与平衡器壳体30和泵主体64彼此接合所在的部分邻近，并且这有助于实现用于主动平衡器轴11的高支承刚度。

平衡器壳体30构造成使得从动平衡器轴21的一部分从限定于泵壳体51和平衡器壳体30的主要部分之间的间隙暴露，并且泵壳体30设置有第三轴承45，该第三轴承包括用于以可旋转的方式支承泵轴28或其第三轴颈26的轴承孔。因此，不仅使平衡器壳体30的重量最小而且用于油泵60的轴承负载被有利地支承，这是因为从动平衡器轴21由与平衡器壳体30一体地形成的泵壳体51附加地支承。

在所示的实施方式中，因为各平衡器轴均承载有被分成位于第一轴颈部的两侧的两部分的平衡器配重，所述第一轴颈部由形成在第一轴承壁上的第一轴承支承，从而轴承壁提供一对止推轴承以用于支承平衡器轴而防止任何轴向运动，所以平衡器装置10的结构简化并且重量减轻。此外，因为从动平衡器轴21经由联轴器27连接到泵轴28，因此平衡器轴的组装被简化。更具体地，在泵轴28已就位的情况下，通过使键27a横向滑动到槽27b中而能够将从动平衡器轴21放置在下部壳体31上的轴承的下半部上。

凹部65和轴向通路67经由多个(两个)连通孔66而彼此连通，连通路径的横截面积能够相当大而不增大筒状壁37和管状壁38的竖直尺寸或者不会不期望地降低邻近部分的机械强度和刚度。如果连通路径的横截面积太小，则油泵60能够遭受气蚀，使该气蚀已知造成各种问题，诸如泵部件的磨损、输出压力降低以及由于入口流的脉动而产生噪声。另一方面，根据本发明，通过在凹部65和轴向通路67(泵的入口通路)之间提供多个连通孔66，连通流路的横截面积能够最大而不会不期望地降低平衡器壳体的机械强度。图9对比了所示的实施方式和对比示例的噪声水平，所述对比示例在凹部和轴向通路之间仅设置一个连通孔。由于产生的噪声降低，因此通常形成在油盘的角部和底壁中的肋(这些肋是为了降低从油泵所产生的噪声)可以被去除而不带来任何问题。

此外，由于连通孔66能够通过钻孔而简单地形成，因此无需任何专门高成本的制造过程。与仅形成一个这样的连通孔不同，因为这些连通孔66由分隔壁的一部分分离，所以确保筒状壁和周围区域的足够刚度。具体地，如果使用具有较大直径的单个连通孔以确保连通流路的足够横截面积，则筒状壁的刚度降低，以至于不能提供将邻近的凸台部17和筒状壁37连接的肋18。根据所示的实施方式，筒状壁37因使用彼此横向邻近的两个连通孔66而被赋予相当大的刚度，从而通过提供将邻近的凸台部17与筒状壁37以高效的方式连接的肋18，能够提高平衡器壳体30的紧固强度。

在所示的实施方式中，管状壁38横向邻近筒状壁37形成，并且圆形连通孔66沿着轴向方向布置，因此不仅能够使各圆形连通孔66的深度(长度)最小，而且能够使各圆形连通孔66的直径最大，而不增大筒状壁37和管状壁38的竖直尺寸。换言之，圆形连通孔66提供用于连通流路的大横截面积，但仍容易地形成。

在所示的实施方式中，因为管状壁38形成在下部壳体31侧，并且位于在下部壳体31和上部壳体32之间的界面30a与下部壳体31的下端面之间，因此设置管状壁38绝不会增大平衡器壳体30的竖直尺寸。因此，不需要增加油盘的深度，并且发动机的总高度能够减至最小。即使管状壁38的竖直尺寸较小，也仍允许轴向通路67在大面积下与筒状壁37内的凹部交界，从而能够形成较大数量的连通孔66，并且能够使各连通孔的直径最大。而且，通过设置管状壁38而使得下部壳体31和上部壳体32之间的界面30a的修整不复杂。

因为管状壁38一体结合到下部壳体31的包围平衡器轴11和21的轴包围壁35，因此赋予管状壁38以高刚度。此外，管状壁38的一部分在平衡器壳体(下部壳体)和泵壳体之间延伸，这还有助于提高管状壁和泵壳体两者的刚度。

尽管已针对本发明的优选实施方式描述了本发明，但本领域技术人员清楚的是，在不脱离在所附的权利要求中阐述的本发明的范围的情况下可以进行各种变更和修改。例如，本发明应用于直列式四缸发动机，但在不脱离本发明的精神的情况下也可以应用于各种其它类型的内燃机。

作为本申请的巴黎公约优先权的原始日本专利申请的内容以及在本申请中提及的现有技术引用的内容都以引用的方式结合到本申请中。

Claims (12)

1.一种用于内燃机的平衡器装置，所述平衡器装置包括：

一对平衡器轴，这一对平衡器轴包括主动平衡器轴和从动平衡器轴，这一对平衡器轴均结合有平衡器配重并彼此平行地布置，所述两个平衡器轴联接成使得这两个平衡器轴沿相反方向均以两倍于发动机的旋转速度的旋转速度旋转；

下部壳体，该下部壳体包括一对用于各平衡器轴的轴承下半部；

上部壳体，该上部壳体构造成结合到所述下部壳体从而形成平衡器壳体，所述上部壳体包括与所述下部壳体的所述轴承下半部对应的轴承上半部，所述轴承上半部用于与所述轴承下半部结合地形成用于所述平衡器轴的径向轴承；

泵壳体，所述泵壳体作为所述上部壳体和所述下部壳体的其中一个的一体延伸部而形成在所述上部壳体和所述下部壳体的所述其中一个的轴向端处，以在内部限定油泵的泵室的一部分；

泵罩，该泵罩从所述泵壳体的外部轴向端结合到所述泵壳体，以与所述泵壳体结合地限定所述泵室；以及

泵转子，该泵转子被接纳在所述泵室中；

其中，所述从动平衡器轴的邻近所述泵壳体的轴向端与所述泵转子联接，并且所述主动平衡器轴的轴向端设置有构造成由所述发动机的曲轴致动的构件，用于所述平衡器轴的所述径向轴承仅形成在所述平衡器壳体中和/或所述平衡器壳体的一体延伸部中，

支承所述主动平衡器轴的径向轴承的数量小于支承所述从动平衡器轴的径向轴承的数量，并且

由所述上部壳体和所述下部壳体形成的用于所述主动平衡器轴的所述径向轴承之间的距离比由所述上部壳体和所述下部壳体形成的用于所述从动平衡器轴的所述径向轴承之间的距离长。

2.根据权利要求1所述的平衡器装置，其中，所述油泵被接纳在所述泵壳体中，并且所述泵转子经由可分离的联轴器连接到所述从动平衡器轴的所述轴向端。

3.根据权利要求1所述的平衡器装置，其中，用于所述主动平衡器轴的最邻近所述泵壳体的所述径向轴承与所述从动平衡器轴的最邻近所述泵壳体的所述径向轴承相比朝向所述泵壳体偏移。

4.根据权利要求3所述的平衡器装置，其中，所述平衡器壳体设置有用于所述两个平衡器轴的四个径向轴承，其中两个径向轴承在所述平衡器壳体的远离所述泵壳体的轴向端形成在垂直于所述平衡器轴延伸的公共轴承壁中，其余两个径向轴承以相互轴向偏移的方式形成在所述平衡器壳体的邻近所述泵壳体的轴向端中。

5.根据权利要求1所述的平衡器装置，其中，所述泵壳体与所述下部壳体一体地形成，并且所述泵壳体包括横向延伸部，该横向延伸部与所述泵罩协作而在内部限定用于所述油泵的油路，

用于所述主动平衡器轴的所述径向轴承包括：第一径向轴承，其由所述平衡器壳体的远离构造成由所述曲轴致动的所述构件的一部分形成；和第二径向轴承，其由所述泵壳体的所述横向延伸部的一部分和所述上部壳体的竖直相对部协作形成，

所述泵壳体和所述横向延伸部限定用于安裝所述泵罩的公共平面，并且

用于所述主动平衡器轴的所述第二径向轴承轴向定位于所述公共平面的内部。

6.根据权利要求2所述的平衡器装置，其中，所述从动平衡器轴的邻近所述泵壳体的所述轴向端的一部分从所述平衡器壳体露出，并且所述泵壳体设置有用于以可旋转的方式支承从所述泵转子伸出的泵轴的径向轴承。

7.根据权利要求6所述的平衡器装置，其中，用于所述从动平衡器轴的所述径向轴承中的一个径向轴承形成在所述平衡器壳体的轴承壁中，并且所述从动平衡器轴包括由所述径向轴承支承的轴颈以及所述平衡器配重的一对平衡器配重部，所述一对平衡器配重部形成在所述轴颈的两侧，从而由所述轴承壁的端面接合，并且

其中，所述从动平衡器轴的邻近所述泵壳体的所述轴向端经由联轴器与所述泵轴的相对轴向端联接，所述联轴器借助在所述从动平衡器轴和所述泵轴的两个相对轴向端之间的相对横向运动而能够接合和分离。

8.根据权利要求1所述的平衡器装置，其中，用于所述从动平衡器轴的在所述平衡器壳体的与所述泵壳体邻近的端部中形成的所述径向轴承形成在所述平衡器壳体的端壁中，并且用于所述主动平衡器轴的在所述平衡器壳体的与所述泵壳体邻近的端部中形成的所述径向轴承形成在所述泵壳体的横向延伸部中。

9.根据权利要求1所述的平衡器装置，其中，所述平衡器壳体包括：管状壁，该管状壁沿着所述平衡器壳体的与所述从动平衡器轴邻近的一侧延伸并且在内部限定轴向通路；以及筒状壁，该筒状壁从所述平衡器壳体的底壁以连续的关系向下延伸，从而用作过滤器安装部，连通孔穿过分隔壁，所述分隔壁将限定在所述筒状壁内的凹部与所述轴向通路分离。

10.根据权利要求9所述的平衡器装置，其中，至少两个连通孔穿过将限定在所述筒状壁内的所述凹部与所述轴向通路分离的所述分隔壁，这些连通孔沿着轴向方向并排设置。

11.根据权利要求9所述的平衡器装置，其中，所述上部壳体和所述下部壳体由大体水平的界面分离，并且所述管状壁在高度上设置在所述界面与所述下部壳体的有效底面之间。

12.根据权利要求9所述的平衡器装置，其中，所述下部壳体在其底壁部中设置有一对部分筒状壁部，从而与所述两个平衡器轴对应，并且所述管状壁至少部分地直接连接到所述部分筒状壁部中的其中一个部分筒状壁部上。