JP2005344893A - 内燃機関のバランサ装置 - Google Patents

Abstract

【課題】クランクシャフトからバランスシャフトへの動力伝達に際して騒音発生を好適に抑制することのできる内燃機関のバランサ装置を提供する。
【解決手段】この装置は、第１バランスシャフト１７に一体に設けられたメインギア３１と同メインギア３１に対して相対回転可能かつその回転方向に付勢されるように該メインギア３１にスプリング３３を介して設けられるサブギア３２とを有する第１被動ギア２５を備える。第１被動ギア２５とクランクギア１５との噛み合いを通じて、クランクシャフトの回転力が第１バランスシャフト１７に伝達される。スプリング３３の付勢力のサブギア３２に対する作用点及び第１バランスシャフト１７の軸心Ｌを繋ぐ第１の仮想線Ｌ１と同軸心Ｌ及び重心Ｇを繋ぐ第２の仮想線Ｌ２とのなす角度が第２の仮想線Ｌ２を０度として第１バランスシャフト１７の回転方向側９０度になるように、スプリング３３が配設される。
【選択図】 図４

Description

本発明は、クランクシャフトとの連結に用いるギア機構としてシザーズギアを備えた内燃機関のバランサ装置に関する。

周知のように、内燃機関のバランサ装置では、重心が軸心から偏倚されたバランスシャフトがギア機構を介してクランクシャフトに駆動連結され、同クランクシャフトの回転力がバランスシャフトに伝達される。そして、バランスシャフトがクランクシャフトと同期して回転することにより、機関ピストンの往復動に伴って発生する慣性力が打ち消され、内燃機関の低振動化が図られるようになる。

ここで、内燃機関における爆発燃焼は間欠的に行われているために、クランクシャフトの回転速度は一定にならず、常に変動している。このため、上記バランサ装置が設けられた内燃機関では、そのギア機構のバックラッシに起因する騒音が大きくなり易い傾向にある。そこで従来、そうしたギア機構として、シザーズギアを用いるようにした装置が提案されている（例えば特許文献１参照）。

図１４及び図１５に一例を示すように、シザーズギア１００は、バランスシャフト１０２に一体に設けられたメインギア１０４と、同メインギア１０４にスプリング１０６を介して設けられるサブギア１０８とを備えている。サブギア１０８は、メインギア１０４に対して相対回転可能かつその回転方向に付勢されるように設けられている。そして、それらメインギア１０４及びサブギア１０８はクランクシャフトに設けられたクランクギア１１０に噛合される。具体的には、クランクギア１１０の歯間において、一方の歯面に上記メインギア１０４が、他方の歯面にサブギア１０８がそれぞれ噛合される。このとき、メインギア１０４及びサブギア１０８は共に、上記スプリング１０６の付勢力によってクランクギア１１０の歯面に押し付けられる。こうしたシザーズギア１００を用いることによってバックラッシが無くなり、騒音の発生が抑制されるようになる。
特許第２８７１２４３号

ところで、バランサ装置において発生する騒音としては、バックラッシによる騒音の他、以下のような理由による騒音もあることが発明者によって確認された。
図１６及び図１７に模式的に示すように、重心Ｇが軸心Ｌから偏倚されたバランスシャフト１０２の軸受１１２内における回転は、その軸心Ｌと軸受１１２の中心Ｏとが一致した回転とならず、偏心したものとなる。これはバランスシャフト１０２と共に回転するメインギア１０４及びサブギア１０８からなるシザーズギア１００と、クランクギア１１０（共に図１４及び図１５参照）との噛み合い状態の悪化、具体的にはそれら各ギア１００，１１０の歯当たり面積の増減を招くこととなる。そして、これがシザーズギア１００とクランクギア１１０との噛み合い時に発生する音の著しい増大、ひいては騒音の発生を招く要因となっている。

本発明は、そうした実情に鑑みてなされたものであり、その目的は、クランクシャフトからバランスシャフトへの動力伝達に際して騒音発生を好適に抑制することのできる内燃機関のバランサ装置を提供することにある。

以下、上記目的を達成するための手段及びその作用効果について説明する。
先ず、請求項１に記載の発明は、重心が軸心から偏倚されたバランスシャフトに一体に設けられるメインギアと、同メインギアに対して相対回転可能かつその回転方向に付勢されるように該メインギアにスプリングを介して設けられるサブギアとを備えたシザーズギアを有し、該シザーズギアとクランクシャフトに設けられたクランクギアとの噛み合いを通じて、同クランクシャフトの回転力が前記バランスシャフトに伝達される内燃機関のバランサ装置にあって、前記シザーズギアが前記クランクギアに噛み合った状態で前記サブギアに作用するクランクギアからの力と前記スプリングの付勢力との合力によって同サブギアが前記バランスシャフトの軸心に対して前記重心の反対側に付勢されるように前記スプリングを配設したことをその要旨とする。

同構成によれば、バランスシャフトの回転に伴ってメインギアは同バランスシャフトの軸心よりも重心側に偏倚して回転するようになるため、メインギアとクランクギアとの歯当たり面積が増減するが、この際、サブギアについてはこうしたメインギアの偏倚する側と反対側、すなわちバランスシャフトの軸心に対してその重心の反対側に付勢される。サブギアとバランスシャフトとの間にはクリアランスが形成されているため、サブギアはその方向に移動する。このため、このサブギアについてはメインギアに生じるような歯当たり面積の増減が極力抑制されるようになり、ひいてはシザーズギア全体の歯当たり面積の増減が抑制される。その結果、こうした歯当たり面積の増減による振動や異音の発生を抑制することができるようになる。

また、請求項２に記載の発明は、重心が軸心から偏倚されたバランスシャフトに一体に設けられるメインギアと、同メインギアに対して相対回転可能かつその回転方向に付勢されるように該メインギアにスプリングを介して設けられるサブギアとを備えたシザーズギアを有し、該シザーズギアとクランクシャフトに設けられたクランクギアとの噛み合いを通じて、同クランクシャフトの回転力が前記バランスシャフトに伝達される内燃機関のバランサ装置にあって、前記スプリングの付勢力の前記サブギアに対する作用点及び前記バランスシャフトの軸心を繋ぐ第１の仮想線と同バランスシャフトの軸心及び重心を繋ぐ第２の仮想線とのなす角度が前記第２の仮想線を０度として前記バランスシャフトの回転方向側４５度から１３５度までの範囲内になるように、前記スプリングが前記軸心の周方向に沿って配設されることをその要旨とする。

本発明者によるシミュレーション結果により、上記合力の作用する方向は常に一定の方向ではなく、バランスシャフトの回転に伴って、上記第１の仮想線を０度としてバランスシャフトの回転方向側４５度から１３５度までの角度範囲で変化することが確認された。このため、上記構成にあって、例えば上記第１の仮想線と第２の仮想線とのなす角度が４５度に設定されると、上記合力の作用する方向が第２の仮想線を０度としてバランスシャフトの回転方向側９０度から１８０度の範囲で変化するようになる。また、例えば上記角度が１３５度に設定されると、上記合力の作用する方向はバランスシャフトの回転方向側１８０度から２７０度の範囲で変化するようになる。このように上記構成では、上記合力の作用する方向が第２の仮想線を０度としてバランスシャフトの回転方向側９０度から２７０度の範囲で変化するように、スプリングが配設されるようになる。

したがって上記構成によれば、上記合力によって、バランスシャフトの偏心方向と反対の方向にサブギアを相対移動させて、同サブギアの中心を軸受の中心に近づけることが可能になる。そのため、サブギアについての歯当たり面積の増減が極力抑制されるようになり、その増減による振動や異音の発生を抑制することができるようになる。

また、請求項３に記載の発明は、請求項２に記載の内燃機関のバランサ装置において、前記スプリングは、前記第１の仮想線と前記第２の仮想線とのなす角度が９０度になるように配設されることをその要旨とする。

上記構成によれば、上記合力を、第２の仮想線を０度としてバランスシャフトの回転方向側１８０度の方向、すなわちバランスシャフト軸心の偏心方向と反対の方向を中心に同１３５度から２２５度の範囲で変化するように作用させることができるようになる。これにより、バランスシャフトの全回転位相にわたって、軸受中心からのサブギア中心の偏倚をバランス良く抑制することができ、サブギアとクランクギアとの歯当たり面積の増減をより好適に抑制することができるようになる。なお、バランサ装置の組み付けに際して、サブギアとクランクギアとの噛み合いの関係から、上記第１の仮想線と第２の仮想線とのなす角度が９０度から若干ずれるおそれがあるが、そうした噛み合いの影響による程度のずれであれば、上述したものと同等の作用効果が得られる。

また、請求項４に記載の発明は、請求項２又は３に記載の内燃機関のバランサ装置において、前記バランスシャフト及びその軸受のクリアランスと前記バランスシャフト及び前記サブギアのクリアランスとを等しく設定することをその要旨とする。

バランスシャフト軸心の軸受中心からの偏倚量はそれらバランスシャフト及び軸受のクリアランスによって定まる。また、サブギア中心のバランスシャフト軸心からの偏倚量はサブギア及びバランスシャフトのクリアランスによって定まる。したがって、それらクリアランスを等しく設定する上記構成によれば、軸受中心からバランスシャフト軸心が偏倚している分だけサブギアを相対移動させることが可能になり、サブギア中心の軸受中心からの偏倚を的確に抑制することができるようになる。

以下、本発明にかかる内燃機関のバランサ装置を具体化した一実施形態について説明する。
図１に示すように、内燃機関１０のクランクシャフト１１は、シリンダブロック１２及びクランクケース１３に回転自在に支持されている。このクランクシャフト１１には、斜歯歯車からなるクランクギア１５が一体回転可能に設けられている。内燃機関１０には、クランクシャフト１１の回転力がそのクランクギア１５を通じて伝達されて作動するバランサ装置１６が設けられている。

図２に示すように、バランサ装置１６は第１バランスシャフト１７と第２バランスシャフト１８とを備えている。それらバランスシャフト１７，１８は、クランクシャフト１１の下方において、それぞれ同クランクシャフト１１と平行に配置されている。

各バランスシャフト１７，１８は、クランクケース１３及びハウジング１９により形成された軸受２１（図１参照）によって支持されている。各バランスシャフト１７，１８には、それぞれ一対のアンバランスウェイト２３，２４が設けられている。なお、アンバランスウェイト２３は第１バランスシャフト１７に対応し、アンバランスウェイト２４は第２バランスシャフト１８に対応するものである。それらアンバランスウェイト２３，２４が設けられて、各バランスシャフト１７，１８の重心がその軸心から偏倚されている。

第１バランスシャフト１７には第１被動ギア２５が設けられている。この第１被動ギア２５は、前述したシザーズギアと基本構造が同じもの、具体的には、メインギア３１及びサブギア３２を備えたシザーズギアにより構成されている。これらメインギア３１及びサブギア３２はいずれも斜歯歯車からなり、クランクギア１５に噛合されている。なお、メインギア３１はクランクシャフト１１（クランクギア１５）から回転力を伝達されるものであるために歯幅の厚いギアが用いられる。また、サブギア３２は第１被動ギア２５及びクランクギア１５のバックラッシの解消を図るものであることから比較的歯幅の狭いものが用いられる。

一方、第２バランスシャフト１８には、これも斜歯歯車からなる第２被動ギア２６が一体回転可能に連結されている。この第２被動ギア２６は上記メインギア３１に噛合されており、同メインギア３１を通じて第１バランスシャフト１７の回転力が伝達されて回転されるようになっている。この第２被動ギア２６はクランクギア１５及びサブギア３２には噛合されていない。

なお、各バランスシャフト１７，１８の一方の端部には、スラスト軸受２７，２８が前記軸受２１（図１参照）に隣接してそれぞれ形成されており、これらスラスト軸受２７，２８により各バランスシャフト１７，１８の軸方向における移動が規制されている。

図３は、上記各ギア及び各シャフトの関係を模式的に示したものである。バランサ装置１６をこのような構成とすることで、クランクシャフト１１から伝達される回転力は、クランクギア１５及び第１被動ギア２５（メインギア３１及びサブギア３２）を介して第１バランスシャフト１７に伝達され、同第１バランスシャフト１７がクランクシャフト１１とは逆方向に回転する。また、クランクシャフト１１の回転力は、クランクギア１５、第１被動ギア２５（メインギア３１）及び第２被動ギア２６を介して第２バランスシャフト１８にも伝達され、同第２バランスシャフト１８がクランクシャフト１１と同一方向に回転する。

ここで、第１バランスシャフト１７の重心はその軸心から偏倚されているために、その軸受２１内における回転は同軸受２１の中心から偏心したものとなる。そして、これが第１被動ギア２５とクランクギア１５との歯当たり面積を増減させて、騒音を発生させる一因になっている。したがって、第１被動ギア２５中心の上記軸受２１中心からの偏倚を抑制することができれば、騒音発生の抑制を図ることができるようになると云える。

第１被動ギア２５のうちのメインギア３１は第１バランスシャフト１７に一体に設けられていることから、その偏倚を抑制することは困難である。これに対し、サブギア３２は第１バランスシャフト１７に対して相対移動可能な構成であることから、移動方向を調節することによってその偏倚を抑制することが可能である。この点をふまえ、本実施の形態では、サブギア３２の移動方向を調節してその中心の上記軸受２１中心からの偏倚を抑制し、これにより、少なくともサブギア３２とクランクギア１５との歯当たり面積の増減を抑制するようにしている。

なお、前述したようにサブギア３２の歯幅はメインギア３１の歯幅よりも狭く設定されているために、サブギア３２の噛み合い面における面圧はメインギア３１の噛み合い面における面圧と比べて高い。このため、サブギア３２の歯当たり面積の増減が騒音発生に与える影響も大きいと云え、そうしたサブギア３２とクランクギア１５との歯当たり面積の増減を抑制することは、上記騒音発生を抑える上で、極めて有効であると云える。

本実施の形態では、サブギア３２中心の偏倚を抑制するための構成として、同サブギア３２のメインギア３１への配設態様に工夫を凝らしている。
以下、図４を参照して、そうしたサブギア３２の配設態様について詳細に説明する。

図４に示すように、サブギア３２はスプリング３３を介してメインギア３１に設けられる。このスプリング３３は、メインギア３１及びサブギア３２の間にあってそれらの周方向に沿ってＣ字形状に延びるように配設され、その一端がメインギア３１に固定されたピン３１ａに、他端がサブギア３２に固定されたピン３２ａにそれぞれ係合されている。スプリング３３の付勢力は、各ピン３１ａ，３２ａを互いに近づける方向に作用するようになっている。

ここで、便宜上、ピン３２ａの配設位置（スプリング３３の付勢力のサブギア３２に対する作用点）及び第１バランスシャフト１７の軸心Ｌを繋ぐ仮想線を「第１の仮想線Ｌ１」、第１バランスシャフト１７の軸心Ｌ及び重心Ｇを繋ぐ仮想線を「第２の仮想線Ｌ２」とする。

本実施の形態では、それら第１の仮想線Ｌ１及び第２の仮想線Ｌ２のなす角度が、第２の仮想線Ｌ２を０度として第１バランスシャフト１７の回転方向側９０度になるように、ピン３２ａの配設位置が設定されている。

以下、このように設定した理由について、本発明者がシミュレーションを行った結果に基づいて説明する。
図５に、第１バランスシャフト１７の回転中においてサブギア３２に作用する複数の力についてその方向及び大きさの一例を示す。

同図において、「Ｆｓ」はスプリング３３から受ける力、「Ｆｋ」はクランクギア１５から受ける力、「Ｆｃ」はそれら力の合力（＝Ｆｓ＋Ｆｋ）をそれぞれ表している。また、「ｒ」はピン３２ａの配設位置のサブギア３２中心からの距離、「ａ×ｒ」はサブギア３２中心から噛み合い点までの距離（本実施の形態では、ａ＝１．５）、「α」は圧力角（本実施の形態では、α＝１８度）をそれぞれ表している。更に、「β」は上記合力Ｆｃの作用する方向とＸ軸とのなす角度、「θ」はピン３２ａの配設位置がＸ軸上にある状態を「０度」とした第１バランスシャフト１７の回転位相をそれぞれ表している。

先ず、サブギア３２中心まわりのモーメントの釣り合いから、下式（１）が成立し、これを変形して式（２）が得られる。

Ｆｓ×ｒ＝Ｆｋ×ｃｏｓα×ａ×ｒ …（１）
Ｆｋ＝Ｆｓ／（ａ×ｃｏｓα） …（２）

一方、力ＦｓのＸ軸方向成分「Ｆｓｘ」は下式（３）のように表され、Ｙ軸方向成分「Ｆｓｙ」は下式（４）のように表される。

Ｆｓｘ＝−Ｆｓ×ｓｉｎθ …（３）
Ｆｓｙ＝Ｆｓ×ｃｏｓθ …（４）

他方、力ＦｋのＸ軸方向成分「Ｆｋｘ」は下式（５）のように表され、Ｙ軸方向成分「Ｆｋｙ」は下式（６）のように表される。

Ｆｋｘ＝Ｆｋ×ｓｉｎα …（５）
Ｆｋｙ＝Ｆｋ×ｃｏｓα …（６）

それら式（５）及び（６）にそれぞれ上式（２）を代入すると、下式（７）及び（８）が導き出される。

Ｆｋｘ＝（Ｆｓ×ｔａｎα）／ａ …（７）
Ｆｋｙ＝Ｆｓ／ａ …（８）

上記合力ＦｃのＸ軸方向成分「Ｆｃｘ」は力ＦｓのＸ軸方向成分Ｆｓｘと力ＦｋのＸ軸方向成分Ｆｋｘとの和であることから、そうした関係（Ｆｃｘ＝Ｆｓｘ＋Ｆｋｘ）及び上式（３）、式（７）に基づいて下式（９）を導き出すことができる。

Ｆｃｘ＝（−ｓｉｎθ＋（ｔａｎα）／ａ）×Ｆｓ …（９）

また、合力ＦｃのＹ軸方向成分「Ｆｃｙ」は力ＦｓのＹ軸方向成分Ｆｓｙと力ＦｋのＹ軸方向成分Ｆｋｙとの和であり、そうした関係（Ｆｃｙ＝Ｆｓｙ＋Ｆｋｙ）及び上式（４）、式（８）に基づいて下式（１０）を導き出すことができる。

Ｆｃｙ＝（ｃｏｓθ＋１／ａ）×Ｆｓ …（１０）

本例にあって上記合力ＦｃはＸ軸から角度βの方向に作用していることから、同角度β、合力ＦｃのＸ軸方向成分Ｆｃｘ、及びＹ軸方向成分Ｆｃｙは以下の関係式（１１）を満たす。

ｔａｎβ＝Ｆｃｙ／Ｆｃｘ …（１１）

そして、式（１１）に、上式（９）及び式（１０）を代入すると、下式（１２）が得られる。

ｔａｎβ
＝（ｃｏｓθ＋１／ａ）／（−ｓｉｎθ＋（ｔａｎα）／ａ） …（１２）

ここで、「ａ」及び「α」は共に第１被動ギア２５の設計に際して定められる定数であることから、式（１２）は角度β及び回転位相θを変数とする一次方程式であると云える。したがって、式（１２）に第１バランスシャフト１７の回転位相θを代入することにより、同回転位相θと上記角度βとの関係、換言すれば、同回転位相θとサブギア３２に作用する力の方向との関係を求めることができる。参考までに、上式（１２）により求めた第１バランスシャフト１７の各回転位相θにおける各力Ｆｓ，Ｆｋ，Ｆｃを、図６（ａ）〜（ｇ）にそれぞれ示す。

図７に、上式（１２）により求めた角度βと第１バランスシャフト１７の回転位相θとの関係を示す。同図７から明らかなように、上記角度βから回転位相θを減算した値（＝β−θ）は、４５度から１３５度の範囲で変化し、その平均値が９０度となる。なお、この値は、第１バランスシャフト１７の回転中において上記合力Ｆｃの作用する方向と第１の仮想線Ｌ１とのなす角度に相当する値である（図５参照）。したがって、図８に示すように、上記合力Ｆｃは、第１の仮想線Ｌ１よりもその回転方向側９０度を中心に同４５度から１３５度の角度範囲（同図中にＥで示す範囲）で変化するようになることが分かる。

こうした実情をふまえ、本実施の形態では、前述したように第１の仮想線Ｌ１と第２の仮想線Ｌ２とのなす角度が第２の仮想線を０度として第１バランスシャフト１７の回転方向側９０度になるように、ピン３２ａの配設位置が設定されている。

このため、合力Ｆｃの作用する方向が、第２の仮想線を０度として同第１バランスシャフト１７の回転方向側１８０度の方向、すなわち第１バランスシャフト１７重心Ｇの偏心方向と反対の方向を中心に同１３５度から２２５度の範囲で変化するように設定されることとなる。

第１バランスシャフト１７の回転に伴ってメインギア３１は同第１バランスシャフト１７の軸心Ｌよりも重心Ｇ側に偏倚して回転するようになるため、メインギア３１とクランクギア１５との歯当たり面積が増減する。しかしながら、この際、サブギア３２についてはメインギア３１（図３）の偏倚する側と反対側、すなわち第１バランスシャフト１７の軸心Ｌに対してその重心Ｇの反対側に付勢される。サブギア３２と第１バランスシャフト１７との間にはクリアランスが形成されているため、サブギア３２はその方向に移動する。このため、サブギア３２についてはメインギア３１に生じるような歯当たり面積の増減が極力抑制されるようになり、ひいては第１被動ギア２５（図３）全体の歯当たり面積の増減が抑制されるようになる。その結果、こうした歯当たり面積の増減による振動や異音の発生が抑制されるようになる。

ところで、通常、サブギアとバランスシャフトとのクリアランスを大きくすると同サブギアのガタツキの元になることや、サブギアはバランスシャフトに対して殆ど相対移動しないために焼き付きのおそれもないことから、同クリアランスはごく小さく設定される。そのようにクリアランスがごく小さく設定される構成にあっては、バランスシャフトに対するサブギアの相対移動量が小さくなるために、上記騒音の抑制についての十分な効果が得られないおそれがある。

そこで、本実施の形態では、騒音発生の抑制効果をより好適なものとするべく、第１バランスシャフト１７及び軸受２１のクリアランス（図９におけるＡ−Ｂ）と、第１バランスシャフト１７及びサブギア３２のクリアランス（図１０におけるＣ−Ｄ）とを等しく設定するようにしている。なお、理解を容易にするために、図９及び図１０に示すクリアランス、及び先の図４及び図８に示すクリアランスは多分に誇張して描いてある。

軸受２１中心からの第１バランスシャフト１７の軸心Ｌの偏倚は、それらのクリアランスによって定まり、具体的は同クリアランスのほぼ１／２（＝（Ａ−Ｂ）／２）だけ許容される。また、サブギア３２中心の上記第１バランスシャフト１７軸心Ｌからの偏倚は、それらのクリアランスによって定まり、これも同クリアランスのほぼ１／２（＝（Ｃ−Ｄ）／２）だけ許容される。したがって、それらクリアランスを等しく設定する本実施の形態では、例えば図１１に模式的に示すように、軸受２１中心Ｏから第１バランスシャフト１７軸心Ｌが偏倚している分だけサブギア３２を相対移動させることが可能になり、サブギア３２中心が軸受２１中心Ｏに的確に近づけられるようになる。また、サブギア３２と第１バランスシャフト１７とのクリアランスを従来よりも大きく設定することも可能になり、サブギア３２の内径についての寸法公差を大きく設定してその製造コストを削減することが可能になる、といった副次的効果を得ることもできる。

以上説明したように、本実施の形態によれば、以下に記載する効果が得られるようになる。
（１）第１被動ギア２５がクランクギア１５に噛み合った状態でサブギア３２に作用するクランクギア１５からの力とスプリング３３の付勢力との合力Ｆｃによって、同サブギア３２が第１バランスシャフト１７の軸心Ｌに対して重心Ｇの反対側に付勢されるようにスプリング３３を配設した。そのため、サブギア３２についてはメインギア３１に生じるような歯当たり面積の増減が極力抑制されるようになり、ひいては第１被動ギア２５全体の歯当たり面積の増減が抑制されるようになる。したがって、そうした歯当たり面積の増減による振動や異音の発生を抑制することができるようになる。

（２）第１の仮想線Ｌ１と第２の仮想線Ｌ２とのなす角度が同第２の仮想線Ｌ２を０度として第１バランスシャフト１７の回転方向側９０度になるように、同ピン３２ａを配設するようにした。これにより、上記合力Ｆｃの作用する方向が、第２の仮想線を０度として同第１バランスシャフト１７の回転方向側１８０度の方向、すなわち第１バランスシャフト１７重心Ｇの偏心方向と反対の方向を中心に同１３５度から２２５度の範囲で変化するように設定される。このため、第１バランスシャフト１７の全回転位相にわたって、軸受２１中心Ｏからのサブギア３２中心の偏倚をバランス良く抑制することができ、サブギア３２とクランクギア１５との歯当たり面積の増減を好適に抑制することができるようになる。

なお、バランサ装置１６の組み付けに際して、サブギア３２とクランクギア１５との噛み合いの関係から、上記第１の仮想線Ｌ１と第２の仮想線Ｌ２とのなす角度が９０度から若干ずれることも考えられる。しかしながら、そうした噛み合いの影響による程度のずれであれば、同等の効果が得られる。

（３）第１バランスシャフト１７及びその軸受２１のクリアランスと第１バランスシャフト１７及びサブギア３２のクリアランスとを等しく設定するようにした。このため、軸受２１中心Ｏから第１バランスシャフト１７軸心Ｌが偏倚している分だけ、同第１バランスシャフト１７に対してサブギア３２を相対移動させることが可能になり、サブギア３２中心の軸受２１中心Ｏからの偏倚を的確に抑制することができるようになる。

なお、上記実施の形態は、以下のように変更して実施してもよい。
・クランクギア１５、第１被動ギア２５、及び第２被動ギア２６を斜歯歯車に代えて平歯車により構成してもよい。

・上記実施の形態において、クランクギア１５とサブギア３２との歯当たり面積の増減を適正に抑制することができるのであれば、第１バランスシャフト１７及びその軸受２１のクリアランスと第１バランスシャフト１７及びサブギア３２のクリアランスとを等しく設定しなくてもよい。

・上記実施の形態において、第１の仮想線Ｌ１と第２の仮想線Ｌ２とのなす角度は、第１バランスシャフト１７の回転方向側９０度に限らず、同４５度から１３５度の範囲で任意に変更可能である。

前述したように、前記合力Ｆｃの作用する方向は常に一定の方向ではなく、第１バランスシャフト１７の回転に伴って、上記第１の仮想線Ｌ１を０度としてバランスシャフトの回転方向側４５度から１３５度までの角度範囲で変化する。このため、例えば図１２に示すように、上記第１の仮想線Ｌ１と第２の仮想線Ｌ２とのなす角度を４５度に設定すると、上記合力Ｆｃの作用する方向は第２の仮想線Ｌ２を０度として第１バランスシャフト１７の回転方向側９０度から１８０度の範囲（同図中にＦで示す範囲）で変化するようになる。また、図１３に示すように、上記角度を１３５度に設定すると、上記合力Ｆｃの作用する方向は第２の仮想線Ｌ２を０度として第１バランスシャフト１７の回転方向側１８０度から２７０度の範囲（同図中にＧで示す範囲）で変化するようになる。

このように上記構成では、合力Ｆｃの作用する方向が第２の仮想線Ｌ２を０度として第１バランスシャフト１７の回転方向側９０度から２７０度の範囲、すなわちサブギア３２を第１バランスシャフト１７の重心Ｇ側に相対移動させることのない範囲で変化するように、ピン３２ａが配設される。したがって上記構成によっても、サブギア３２の中心が軸受２１の中心Ｏに近づくように上記合力Ｆｃを作用させることができ、同合力Ｆｃによってサブギア３２を相対移動させて、サブギア３２とクランクギア１５との歯当たり面積の増減を抑制することはできる。

・また、上記角度を、第１バランスシャフト１７の回転方向側４５度から１３５度の範囲で設定する構成にも限られない。要は、第１バランスシャフト１７の全回転位相の少なくとも一部において、サブギア３２に作用するクランクギア１５からの力とスプリング３３の付勢力との合力によって同サブギア３２が第１バランスシャフト１７の軸心Ｌに対して重心Ｇの反対側に付勢されるように、上記角度を設定すればよい。こうした構成によっても、サブギア３２を、メインギア３１の偏倚する側と反対側に移動させて、歯当たり面積の増減による振動や異音の発生を抑制することはできる。

・前述したバランサ装置に限らず、クランクシャフトの回転力をバランスシャフトに伝達するためのギア機構としてシザーズギアが採用されるバランサ装置であれば、本発明は適用可能である。

本発明の一実施形態についてその概略構成を示す側面図。 同実施形態におけるギアの噛合関係を示す斜視図。 同実施形態における各ギアの噛合状態を模式的に示す側面図。 第１被動ギアを示す断面図。 サブギアに作用する各力についてその方向及び大きさの一例を示す略図。 （ａ）〜（ｇ）サブギアに作用する各力についてその方向及び大きさの一例を示す略図。 第１バランスシャフトの回転位相θと角度βとの関係を示すグラフ。 第１被動ギアを示す断面図。 第１バランスシャフトとサブギアとのクリアランスを示す断面図。 第１バランスシャフトと軸受とのクリアランスを示す断面図。 第１バランスシャフトに対するサブギアの移動態様の一例を示す断面図。 実施の形態の変形例にかかる第１被動ギアを示す断面図。 実施の形態の他の変形例にかかる第１被動ギアを示す断面図。 従来のバランサ装置に採用されるギア機構を示す断面図。 従来のバランサ装置における各ギアの噛合状態を模式的に示す側面図。 従来のバランスシャフトの一回転位相での軸受内における位置を模式的に示す断面図。 従来のバランスシャフトの他の回転位相での軸受内における位置を模式的に示す断面図。

符号の説明

１０…内燃機関、１１…クランクシャフト、１２…シリンダブロック、１３…クランクケース、１５…クランクギア、１６…バランサ装置、１７…第１バランスシャフト、１８…第２バランスシャフト、１９…ハウジング、２１…軸受、２３，２４…アンバランスウェイト、２５…第１被動ギア、２６…第２被動ギア、２７，２８…スラスト軸受、３１…メインギア、３１ａ，３２ａ…ピン、３２…サブギア、３３…スプリング。

Claims (4)

1. 重心が軸心から偏倚されたバランスシャフトに一体に設けられるメインギアと、同メインギアに対して相対回転可能かつその回転方向に付勢されるように該メインギアにスプリングを介して設けられるサブギアとを備えたシザーズギアを有し、該シザーズギアとクランクシャフトに設けられたクランクギアとの噛み合いを通じて、同クランクシャフトの回転力が前記バランスシャフトに伝達される内燃機関のバランサ装置にあって、
   前記シザーズギアが前記クランクギアに噛み合った状態で前記サブギアに作用するクランクギアからの力と前記スプリングの付勢力との合力によって同サブギアが前記バランスシャフトの軸心に対して前記重心の反対側に付勢されるように前記スプリングを配設した
   ことを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
2. 重心が軸心から偏倚されたバランスシャフトに一体に設けられるメインギアと、同メインギアに対して相対回転可能かつその回転方向に付勢されるように該メインギアにスプリングを介して設けられるサブギアとを備えたシザーズギアを有し、該シザーズギアとクランクシャフトに設けられたクランクギアとの噛み合いを通じて、同クランクシャフトの回転力が前記バランスシャフトに伝達される内燃機関のバランサ装置にあって、
   前記スプリングの付勢力の前記サブギアに対する作用点及び前記バランスシャフトの軸心を繋ぐ第１の仮想線と同バランスシャフトの軸心及び重心を繋ぐ第２の仮想線とのなす角度が前記第２の仮想線を０度として前記バランスシャフトの回転方向側４５度から１３５度までの範囲内になるように、前記スプリングが前記軸心の周方向に沿って配設される
   ことを特徴とする内燃機関のバランサ装置。
3. 前記スプリングは、前記第１の仮想線と前記第２の仮想線とのなす角度が９０度になるように配設される
   請求項２に記載の内燃機関のバランサ装置。
4. 前記バランスシャフト及びその軸受のクリアランスと前記バランスシャフト及び前記サブギアのクリアランスとを等しく設定する
   請求項２又は３に記載の内燃機関のバランサ装置。

Images